Расчет кожихотрубчатового теплообменника

Оглавление
ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………………………………………….51. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ТЕПЛООБМЕННИКА ………………………………………..8 1.1 Виды теплообменников. …………………………………………………………………………8
1.2 Принцип работы кожухотрубчатого теплообменника………………………….9
2. РАСЧЕТ КОЖУХОТРУБЧАТОГО ТЕПЛООБМЕННИКА………………………………….12
ЗАКЛЮЧЕНИЕ…………………………………………………………………………………………………32
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ…………………………………………………33

ВВЕДЕНИЕ
Теплообменниками называются аппараты, в которых происходит теплообмен между рабочими средами независимо от их технологического или энергетического назначения (подогреватели, выпарные аппараты, конденсаторы, пастеризаторы, испарители, деаэраторы, экономайзеры и др.).Технологическое назначение теплообменников многообразно. Обычно различаются собственно теплообменники, в которых передача тепла является основным процессом, и реакторы, в которых тепловой процесс играет вспомогательную роль. Классификация теплообменников возможна по различным признакам.
Кожухотрубчатый теплообменник представляет собой пучок трубок, помещенных в цилиндрическую камеру (кожух); таким образом, внутренность камеры является межтрубным пространством. Трубки вальцованы в трубные решетки, ограничивающие камеру со всех сторон. К трубным решеткам крепятся распределительные коробки с патрубками для впуска рабочей жидкости, протекающей внутри трубок. Камера снабжена также патрубками для подвода и отвода второго рабочего тела. Трубки латунные, медные или стальные применяются диаметром от 10мм и выше; трубки имеют большие диаметры при вязких или загрязненных жидкостях. [1]
Для помещения в кожухе большей поверхности теплообмена и получения большего коэффициента теплоотдачи выгоднее применять трубки меньшего диаметра. Трубные решетки могут быть наглухо приварены или приклёпаны к корпусу, одна из решеток может быть не соединена с камерой. В этом случае уплотнение достигается резиновым кольцом, зажимающим щель между корпусом и решеткой. Кожух теплообменника обычно стальной, цилиндрический. Иногда для обеспечения свободы температурного расширения кожуха и трубок на кожухе устраивают компенсатор. Для осуществления длительной работоспособности в процессе эксплуатации при обработке среды, загрязненной или выделяющей отложения на стенках аппарата, необходимо производить периодические осмотры и очистку поверхностей. Аппараты должны обладать достаточной прочностью и иметь возможно малые габаритные размеры. При конструировании необходимо находить оптимальные решения, учитывающие требования обеспечения возможности разборки рабочей части аппарата и герметичности системы каналов, возможно высоких коэффициентов теплопередачи за счет повышения скорости движения рабочей среды при минимальных гидравлических потерях в аппарате. В химических производствах до 70% теплообменных аппаратов применяют для сред жидкость — жидкость и пар —жидкость при давлении до 1 МПа и температуре до 200 °С. Для указанных условий разработаны и серийно изготовлены теплообменные аппараты общего назначения кожухотрубчатого и спирального типов. В последнее время получают распространение пластинчатые теплообменные аппараты общего назначения. Одним из преимуществ трубчатых теплообменных аппаратов является простота конструкции. Однако коэффициент унификации узлов и деталей размерного ряда этих аппаратов, являющийся отношением числа узлов и деталей (размеры одинаковы для всего ряда) к общему числу узлов и деталей данного размерного ряда, составляет примерно 0,13. В то же время этот коэффициент применительно к пластинчатым теплообменным аппаратам составляет 0,9.Удельная металлоемкость кожухотрубчатых аппаратов в 2— 3 раза больше металлоемкости новых пластинчатых аппаратов. Режим работы теплообменного аппарата и скорость движения теплоносителей необходимо выбирать таким образом, чтобы отложение загрязнений на стенках происходило возможно медленнее. Например, если охлаждающая вода отводится при температуре 45 – 50ºС, тона стенках теплообменного аппарата интенсивно осаждаются растворенные в воде соли. [2] При конструировании следует обоснованно решать вопрос о направлении теплоносителей в трубное или межтрубное пространство. Например, теплоносители, загрязненные и находящиеся под давлением, обычно направляют в трубное пространство. Насыщенный пар лучше всего подавать в межтрубное пространство, из которого легче удалить конденсат. Чистка трубного пространства в котором вероятнее всего будут выпадать загрязнения легче, а живое сечение для прохода теплоносителя меньше. Вследствие этого в трубном пространстве можно обеспечить теплоносителю более высоки скорости и, следовательно, более высокие коэффициенты теплоотдачи. 1 ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ТЕПЛООБМЕННИКА
1.1 Виды теплообменников. Описание конструкций
Теплообменниками называются аппараты, в которых происходит теплообмен, между рабочими средами не зависимо от их технологического или энергетического назначения (подогреватели, выпарные аппараты, концентраторы, пастеризаторы, испарители, деаэраторы, экономайзеры и д.р.)
Технологическое назначение теплообменников многообразно. Обычно различаются собственно теплообменники, в которых передача тепла является основным процессом, и реакторы, в которых тепловой процесс играет вспомогательную роль. [3]
Классификация теплообменников возможна по различным признакам. По способу передачи тепла различаются теплообменники смешения, в которых рабочие среды непосредственно соприкасаются или перемешиваются, и поверхностные теплообменники – рекуператоры, в которых тепло передается через поверхность нагрева – твердую (металлическую) стенку, разделяю­щую эти среды.
По основному назначению различаются подогреватели, испарители, холодильники, конденсаторы.
В зависимости от вида рабочих сред различаются теплообменники:
а) жидкостно-жидкостные – при теплообмене между двумя жидкими средами;
б) парожидкостные – при теплообмене между паром и жидкостью (паровые подогреватели, конденсаторы);
в) газожидкостные – при теплообмене между газом и жидкостью (холодильники для воздуха) и др.
1.2 Принцип работы кожухотрубчатого теплообменника
- Конструкция и принцип работы
Конструкция кожухотрубного теплообменника отличается простотой и надежностью, а также обеспечивает простой доступ к основным элементам для технического обслуживания и ремонта. Что касается принципа действия рассматриваемой установки, он также не отличается особой сложностью. Рассмотрим подробно конструкцию и принцип действия кожухотрубных преобразователей тепловой энергии.[4]
- Конструкция теплообменника
В общем случае конструкция теплообменного аппарата состоит из следующих элементов:
распределительной камеры с входным и выходным патрубками;
оболочки, имеющей впускной и выпускной патрубки;
теплообменных труб;
трубных решеток;
задней (разворотной) камеры.
Главным преимуществом кожухотрубного преобразователя тепловой энергии и основной причиной популярности этих устройств является простота и надежность конструкции. Кожухотрубчатый теплообменник включает в себя распределительную камеру, оснащенную теплообменными трубами, корпус, чаще всего цилиндрической формы, и специальные решетки. На торцах корпуса располагаются крышки, полностью герметизирующие корпус агрегата. Благодаря находящимся в комплекте поставки опорам, теплообменник легко устанавливается в горизонтальное положение. Увеличить интенсивность теплообмена может использование труб, имеющих специальные рёбра. В том случае, когда необходимо уменьшить интенсивность теплопередачи, на трубы наносят специальное теплоизоляционное покрытие. Таким образом можно существенно повысить аккумулирующие возможности установки. [5] В некоторых случаях применяются особые конструктивные решения, в которых предусмотрено использование двух труб: труба меньшего диаметра располагается внутри трубы большего диаметра. Площадь теплопередающей поверхности кожухотрубных теплообменников может колебаться в пределах от 300 см2 до нескольких тысяч квадратных метров. В конденсаторе современных паровых турбин, мощность которых составляет 300 МВт имеется более 20 000 трубок, а общая поверхность поверхность теплообмена составляет приблизительно 15000 м2.
Кожух теплообменного аппарата изготавливается из толстолистовой стали толщиной не менее 4 мм. Для изготовления решеток используется материал той же марки, однако толщина его должна быть не менее 20 мм. Главным элементом конструкции является комплект труб. Для эффективной работы устройства необходимо, чтобы материал из которого изготавливаются трубы, обладал высокой теплопроводностью. Положение пучка труб внутри корпуса фиксируется с помощью одной или нескольких решеток. [6]
Принцип действия
Принцип действия кожухотрубного теплообменника довольно прост. Внутри аппарата происходит разделение рабочих сред таким образом, что они лишены возможности смешиваться между собой. В роли теплопередающих элементов выступают трубы, расположенные между двумя рабочими субстанциями. Один из теплоносителей перемещается внутри труб, другой подается под давлением в межтрубное пространство. Кожухотрубчатые теплообменники могут работать с любыми агрегатными состояниями теплоносителей, это могут быть пар, газ, жидкость или их сочетание.
Типы кожухотрубных теплообменников
Диаметр корпуса кожухотрубчатого теплообменника может составлять от 159 до 3000 мм; длина корпуса колеблется в пределах от 0,1 до нескольких десятков метров. Максимальное давление в системе может достигать 160 кг/см2. В настоящее время самое широкое распространение получили следующие типы теплообменных аппаратов:
со встроенными трубными решетками. Конструкция таких устройств предусматривает жесткую сцепку всех деталей и узлов, входящих в состав агрегата. Основная область использования эти установок нефтеперерабатывающая и химическая промышленность. Такие теплообменники составляют 75% рыночных предложений. У рассматриваемого типа кожухотрубных теплообменников решетки труб приварены к внутренней поверхности кожуха, а тубы прочно скреплены с решетками. Такая компоновка обеспечивает надежную фиксацию и лишает элементы конструкции возможности свободного перемещения внутри кожуха;
с температурным компенсатором. Такие кожухотрубные аппараты с помощью продольной деформации или благодаря особым упругим вставкам, расположенных в расширителе возмещают тепловое расширение. Такая конструкция относится к классу полужестких;
с плавающей головкой. Под плавающей головкой имеется ввиду подвижная трубная решетка. Такая решетка имеет возможность свободного перемещения по системе вместе с крышкой. Аппарат отличается высокой стоимостью, однако этот недостаток полностью компенсируется высокой производительностью и надежностью;
С U-образной формой труб. В таких конструкциях оба конца трубы привариваются к одной решетке. Радиус изгиба трубы должен быть не менее 4 его диаметров. Такое конструктивное решение позволяет трубам свободно удлиняться;
С комбинированным наполнением. Конструкция таких аппаратов предусматривает наличие компенсатора. Кроме того, в их состав входит встроенная плавающая головка.[7]
2 РАСЧЕТ КОЖУХОТРУБЧАТЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
2.1 Исходные и справочные данные Таблица 2.1 Исходные данные:
Горячий теплоноситель воздух
Температура на входе, t1н 53,8°СТемпература на выходе, t1к 21,3 °СДавление на выходе 0,68МПА
Объемный расход 38м3/ мин
Холодный теплоноситель технологическая вода
Температуры начальная, t2н 14,7°СДавление на входе 0,42МПА
Объемный расход 0,066м3/ мин
Гидравлическое сопротивление теплообменника по воздуху не должно превышать 12100 Па.
Таблица 2.2 Теплофизические свойства сухого воздуха при нормальном атмосферном давлении
t, °С ρ,кг/м3 Теплоемкостьсp, кДж/(кг ∙ °С) µ*106
Па*сТеплопроводность
Λ*102, Вт/(м*°С) Рr0 1.293 1.005 17,2 2,44 0.707
10 1.247 1.005 17,6 2,51 0.705
20 1.205 1.005 18,1 2,59 0.703
30 1.165 1.005 18,6 2,67 0.701
40 1.128 1.005 19,1 2,76 0.699
50 1.093 1.005 19,6 2,83 0.698
60 1.060 1.005 20,1 2,90 0.696
70 1.029 1.009 20,6 2,96 0.694
80 1.000 1.009 21,1 3,05 0.692
90 0.972 1.009 21,5 3,13 0.690
100 0.946 1.009 21,9 3,21 0.688
Таблица 2.3 Теплофизические свойства водяного пара на линии насыщения
t, °C Р, МПа ρ, кг/м3 cp, кДж/(кг*К) λ*102, Вт/(м*К) V*106,м2/с Pr100 0,101 0,598 2,135 2,35 20,02 1,08
120 0,198 1,121 2,206 2,60 11,46  1,09
140 0,361 1,966 2,315 2,79 6,89  1,12
160 0,618 3,258 2,479 3,01 4,49  1,18
180 1,003 5,157 2,709 3,27 2,93  1,25
200 1,555 7,862 3,023 3,85 2,03  1,36
Таблица 2.4 Теплофизические свойства воды на линии насыщения
t, °C Р, МПа ρ, кг/м3 cp, кДж/(кг*К) µ*106
Па*сλ*102, Вт/(м*К) V*106,м2/с Pr0 0,1013  999,9 4,212 1788 55,1 1,789  13,67
10 0,1013  999,7 4,191 1306 57,4 1,306 9,52
20 0,1013   998,2 4,183 1004 59,9 1,006 7,02
30 0,1013  995,7 4,174 801,5 61,8 0,805 5,42
40 0,1013  992,2 4,174 653,3 63,5 0,659 4,31
50 0,1013  988,1 4,174 549,4 64,8 0,556 3,54
60 0,1013  983,1 4,179 469,9 65,9 0,478 2,98
70 0,1013  977,8 4,187 406,1 66,8 0,415 2,55
80 0,1013 971,8 4,195 355,1 67,4 0,365 2,21
90 0,1013 965,3 4,208 314,9 68,0 0,326 1,95
100 0,1013 958,4 4,220 282,5 68,3 0,295 1,75
Таблица 2.5 Ориентировочные значения коэффициентов теплопередачи в различной среде
Вид теплообмена и среда К, Вт/(м2*К), при движении среды
вынужденном свободном
От газа к газу при обычных давлениях 12-35 3,5-12
От газа к жидкости 12-60 6-17
От конденсирующегося пара к газу 12-120 6-12
От жидкости к жидкости (вода) 200-400 100-300
От жидкости к жидкости (органической) 120-300 30-60
От конденсирующегося пара к воде 500-1000 300-800
От конденсирующегося пара к органическим жидкостям 100-350 60-180
От конденсирующегося пара органических веществ к воде 350-800 250-450
От конденсирующегося пара к вязкой жидкости - 300-500
Таблица 2.6 Число сегментных перегородок в нормализованных кожухотрубчатых теплообменниках (ТУ 3612-024-00220302-02)
Диаметр кожуха, ммЧисло сегментных перегородок при длине труб, м1,0 1,5 2,0 3,0 4,0 6,0
273 4 8 12 18 - -
325 - 6 8 14(16) 18 (36;38)
400;426 - - 6 10 14 22(24;26)
600 - - 4 8 10 18 (16)
800 - - 4 6 8 14 (12)
Примечание: Числа в скобках относятся к теплообменникам с плавающей головкой и с Uобразными трубами.
Таблица 2.7 Коэффициент теплопроводности некоторых материалов
Материал λст , Вт/(мК)
Углеродистаясталь46,52
Нержавеющая сталь 17,45
Чугун 69,78
Алюминий 203,53
Латунь 93,04
Таблица 2.8 Термические сопротивления загрязнений на поверхности тепло-, обменных аппаратов промышленного назначения
Теплоноситель г3·105,м2·К/Вт
Вода:
дистиллированная
оборотная очищенная
оборотная неочищенная
речная 29
58-120
170-290
120-230
Воздух, азот и т.д. 86
Чистый водяной пар 8,6
Водяной пар, содержащий масла 17
Пары органических жидкостей 9,1
Органические жидкости, рассолы 17
Нефтепродукты светлые 81
Нефть, мазут 175
Гудрон, крекинг-остаток 2330
Таблица 2.9 Коэффициенты теплоотдачи при движении теплоносителя в межтрубном пространстве в кожухотрубчатых теплообменниках с сегментными перегородками
Re ≥ 1000
Nu=0,24Re0.6Pr0.36РгРгст0,25Re< 1000
Nu=0,34Re0.5Pr0.36РгРгст0,25
Рис.2.1 Поправочные коэффициенты ε к расчету ∆tср.
2.2 Определение тепловой нагрузкиРасчет теплообменного аппарата для поверочного и для проектного расчета сводится к определению площади поверхности теплообмена, обеспечивающей заданные условия теплового процесса.
Теплообменник предназначен для охлаждения воздуха, следовательно рассматриваем его как холодильник. При этом массовые расходы теплоносителей (G, кг/с), найдем по формуле:
G=Vp (1)
где V— объемный расход теплоносителя, м3/с;
р — плотность теплоносителя, кг/м3.
Рассчитаем массовый расход воздуха G1:
Плотность воздуха при стандартных условиях (табл. 2.2) р = 1,2938 кг/м3.
G1 =38·1,293860=0,8194 кг/c Массовый расход воды:
G2 = 66*10-3·100060=1,1 кг/cВ данном случае теплообмен идет без изменения агрегатного состояния теплоносителей, тепловая нагрузка Q (Вт) определяется формулой:
Q = G1С1(t1H-t1K) (2)
где G1— массовый расход теплоносителя, кг/с;
С1 — удельная теплоемкость теплоносителя при средней его температуре, кДж/(кг·К);
t1н, t1к - температура теплоносителя соответственно на входе в аппарат и выходе из него, °С;
Q = 0,8194 · 1,005· 103·(53,8 -21,3) = 26,76·103 Вт

2.3 Определение поверхности теплообменаКонечную температуру холодного теплоносителя — воды определим из уравнения теплового баланса:
t2к = t2н+(Q/(G2·С2)) (3)
гдеt2н — начальная температура воды.
t2к = 14,7 + 26,76 · 1031,1·4,191·103=20,5Среднелогорифмическую разность температур определяем по формуле:
∆tср=∆tв-∆tмln⁡∆tв∆tмпри ∆tδ∆tм>2где ∆tв,∆tм- наибольшая и наименьшая разность температур теплоносителей у концов теплообменного аппарата, °С.
∆tср=53,8-21,3-(20,5-14,7)ln53,8-21,320,5-14,7=32,5-5,8ln⁡32,55,8=26,71,72=15,5°Определим ориентировочное значение поверхности теплообмена по основному уравнению теплопередачи:
Fор=QKΔtср' (4)
Ориентировочное значение коэффициента теплопередачи Кор = 60 Вт/(м2 К) примем считая, что режим движения сред вынужденный.
Fор= 26,76·10360*15,5=28,8 м2Как следует из табл. 1.1, холодильники с близкой площадью поверхности теплообмена имеют кожух диаметром 426-600 мм и являются многоходовыми. Однако в многоходовых теплообменниках средняя движущая сила несколько меньше, чем в одноходовых, из-за того, что возникает смешанное взаимное направление движения теплоносителей. Для уточнения Δtcp воспользуемся уравнением:
Δt'cp=ε·Δtcp.
где t'cp — средняя арифметическая температура теплоносителя с меньшим перепадом температуры вдоль поверхности теплообмена.
Значение поправочного коэффициента ε определим из графика (рис.2.1) для чего найдем параметры для случая а:
Р=t1к-t1нt2н-t1н= 21,3-53,814,7-53,8=0,831 ; R=t2н-t2кt1к-t1н= 14,7-21,321,3-53,8=0,203Так как значения ε для нашего случая не входят в область значений, представленных на графике, воспользуемся аналитическими расчетами:
ε=ηδln2-P(1+R-η)2-P(1+R+η , где η= R2+1=0,2032+1=1δ=R-1ln1-P1-RP=0,203-1ln1-0,8311-0,831*0,203=-0,797ln0,1690,8313=-0,797-1,593=0,5ε=10,5ln2-0,8311+0,203-12-0,8311+0,203+1=2ln2-0,831*0,2032-0,831*2,203=2ln1,8310,117=22,75=0,73Рассчитаем уточненную среднелогарифмическую разность температур:
Δtср'=ε*Δtср=0,73*15,5= 11,3 оСС учетом этой поправки находим ориентировочную поверхность теплообмена.Таким образом, уточненное значение поверхности теплообмена равно:
Fор= 26,76·10360*11,3=39,5 м2В следующем разделе проведем уточненный расчет для следующих вариантов теплообменников:
D = 426 мм; dн = 25x2 мм; z = 2;
D = 600 мм; dн = 25x2 мм; z = 2; где
D – диаметр кожуха, мм; dн – наружный диаметр труб, мм; z – число ходов по трубам
2.4 Выбор теплообменника 2.4.1 Вариант 1D = 426 мм; dн = 25x2 мм; z = 2;
Определим для межтрубного пространства критерий Рейнольдса:
Re1= G1dнSмтрμ1 (5)
где dн – наружный диаметр трубы теплообменника, м; Sмтр - площадь сечения между перегородками; µ1- динамический коэффициент вязкости воздуха при его температуре,Па·сSмтр= 0,025 м2 (табл 1.1)
Интерполяции табличных данных:
Ft= Ft1+Ft2-Ft1t2-t1t-t1, где F – значение искомой величины при t, при t1-F(t1), при t2 - F(t2).
Динамическая вязкость воздуха может быть аппроксимированы в диапазоне температур 10—150 °С при давлении 98—980 кПа по формуле:
µ=0,544*10-6t+2730,62Средняя температура воздуха равна 38°Сµ1=0,544*10-638+2730,62=19,10*10-6 Па*сRe1= 0,8194*0,0250,025*19,10*10-6=34320,42Критерий Прандтля для сухого воздуха при 38°С Рr = 0,699 (табл. 2.2);
Критерий Нуссельта для межтрубного пространства при Re ≥ 10000:
Nu=0,24Re0.6Pr0.36РrРrст0,25, где отношениеРrРrст0,25≈1Nu= 0,24*34320,420,6*0,6990,36*1=0,24*526,4*0,88=111,18Коэффициент теплоотдачи считаем по формуле:
α1=Nudн (6)
где λ –значение теплопроводности сухого воздуха, Вт/(м·°С)
38°= 30°+40°-30°40°-30°38°-30°=2,67*10-2+2,76*10-2-2,67*10-2108°=2,67*10-2α1=1111,18*2,67*10-20,025=118,74 Вт /(м2 К)2) Для трубного пространства критерий Рейнольдса Re2= G2dвSтрμ2 (7)
где Sтр - площадь проходного сечения одного хода по трубам, м2; dв- внутренний диаметр трубы; µ2- динамический коэффициент вязкости воды при средней температуре,Па·сμ218°=1306*10-6+1004*10-6-1306*10-6108=1064,4*10-6 Па·сRe2= 1,1*0,0210,018*1064,4*10-6=1206,1Найдем температурный напор в трубах, для чего воспользуемся формулой нахождения температуры стенки со стороны холодного теплоносителя:
tст2=t2+qα2=tст1-qδстст (8)
где q = K(t1 -t2) — удельный тепловой поток, Вт/м2; t1 и t2 — средние арифметические значения начальной и конечной температуры соответственно воздуха и воды, oС; δст — толщина стенки трубы(теплоотдающей поверхности) , м; λст — теплопроводность материала стенки (углеродистая сталь) λст= 46,5 Вт/(м·К) (табл.2.7)
- удельный тепловой поток
q1=60*53,8+21,32-14,7+21,32=60*37,55-18=1173 Вт/м- температуру стенки со стороны воздуха
tст1=t1-q1α1=37,55-1173118,74=27,7 °С- температуру стенки со стороны воды
tст2=27,7-1173*0,00246,5=27,6°СТогда температурный напор равен:
Δt2=27,6-18 =9,6оС
Режим движения воды в трубах ламинарный.
Для выбора формулы расчета коэффициента теплоотдачи α2 найдем значение критерия Прандтля и критерия Грасгофа:
критерий Прандтля при 18°С:
Pr18°=Pr10°+Pr20°-Pr10°20°-10°18°=9,52+7,02-9,521018=5,02критерий Грасгофа рассчитаем по формуле
Gr2=gl3ρ22βt2μ22где g — ускорение свободного падения, l - определяющий размер в критериях подобия, ρ — плотность, μ -коэффициент динамической вязкости, β – коэффициент расширения жидкости, Δt2 - разность температур стенки труб и воды
ρ=999,7+998,2-999,720-1018=997β =-0,06+0,21+0,0620-018-0=0,1830*10-3Gr2=9,81*0,0213*9972*0,1830*10-3*9,61306*10-6 2=93015,04Gr2 Pr2 = 93015,04*5,02= 466 935,5
Т. к Re≤2300 и GrPr>5 105 :Nu2=0,15Re2Pr20.33Gr2Pr20.1Pr2Prст0.25=0,15*50200.33466935,50.1*5,0250,25=0,15*16,64*3,68*1,1=10,1- коэффициент теплоотдачи
α2=Nudв=10,1*0,5940,021=299,97 Вт/(м2∙К)где λ –значение теплопроводности воды при средней температуре, Вт/(м·°С)
18= 10°+20°-10°20°-10°18°-10°=57,4*10-2+59,9*10-2-57,4*10-2108=0,594Вт/(м·°С)Для нахождения коэффициента теплопередачи найдем термическое сопротивление стенки:
δ=rз1+δстст+rз2, гдегде rз1 = 0,00086 м2*К/Вт - термическое сопротивление загрязненной внешней стенки со стороны воздуха; гз2 = 0,00058 м2*К/Вт - термическое сопротивление загрязненной внутренней стенки со стороны воды (табл.2.8);
δ=0,00086+0,00246,5+0,00058=1,483*10-3Коэффициент теплопередачи рассчитываем по формуле
K=11α1+δ+1α2=11118,74+1,483*10-3+1299,97=76,3 Вт/(м2∙К)Поскольку расчетный коэффициент теплопередачи значительно отличается от ориентировочно выбранного, проверим достоверность полученного результата расчета, для чего найдем температурный напор с учетом полученного значения К=76,3 Вт/(м2∙К)q2 = 76,3*37,55-18 = 1491,7 Вт/м2tст1=t1-q2α1=37,55-1491,7118,74=24,9°Сtст2=24,9-1491,7*0,00246,5=24,8°СΔt2=24,8-18= 6,8
Итак, принятое вначале значение температурного напора 9,6°С значительно больше полученного 6,8 °С.
Произведем пересчет, принимая коэффициент теплопередачи равным
К = 76,3 Вт/(м2∙К) и определив поправочный коэффициент 9,6 /6,8= 1,41
Gr2'=Gr21,41=93015,041,41=65968,11Gr2'Pr2=65968,11*5,02=331 159,92Nu'=0,15Re2Pr20.33Gr2'Pr20.1Pr2Prст0.25=0,15*50200,33*331159,920,1*5,0250,25=0,15*16,64*3,5*1=8,7α2'=8,7*0,5940,021=246,08 Вт/(м2∙К)Тогда окончательно получим
K'=11α1+δ+1α2=11118,74+1,483*10-3+1246,08=71,4 Вт/(м2∙К)F =26,76*10371,4*14,6=25,7Подходит теплообменник с трубами длиной L = 4 м и номинальной поверхностью теплообмена F1 = 31 м2.
При этом имеем запас поверхности теплообмена:
∆=31-25,7*10025,7=20,6%
2.4.2 Вариант 2D = 600 мм; dн = 25x2 мм; z = 2
Площадь сечения между перегородками Sмтр = 0,045 м2.
Средняя температура воздуха равна 38°СКритерий Рейнольса для межтрубного пространства:
Re1= G1dнSмтрμ1 (9)
Интерполяции табличных данных:
Ft= Ft1+Ft2-Ft1t2-t1t-t1, где F – значение искомой величины при t, при t1-F(t1), при t2 - F(t2).
Динамическая вязкость воздуха может быть аппроксимированы в диапазоне температур 10—150 °С при давлении 98—980 кПа по формуле:
µ=0,544*10-6t+2730,62Средняя температура воздуха равна 31°Сµ1=0,544*10-638+2730,62=19,10*10-6 Па*сRe1= 0,8194*0,0250,045*19,10*10-6=23833,62Критерий Прандтля для сухого воздуха при 38°С Рr = 0,701 (табл. 2.2);
Критерий Нуссельта для межтрубного пространства при Re ≥ 10000:
Nu=0,24Re0.6Pr0.36РrРrст0,25, где отношениеРrРrст0,25≈1Nu= 0,24*23833,620,6*0,7010,36*1=0,24*517,44*0,88=109,28Коэффициент теплоотдачи считаем по формуле:
α1=Nudн=α1=109,28*2,67*10-20,025=116,71Вт /(м2 К)Теплопроводность сухого воздуха при средней температуре:
38°= 30°+40°-30°40°-30°38°-30°=2,67*10-2+2,76*10-2-2,67*10-2108°=2,67*10-2Критерий Рейнольдса для трубного пространства:
Re2= G2dвSтрμ2=1,1*0,0210,018*1064,4*10-6 =1206,1Динамический коэффициент вязкости воды при температуре:
μ218°=1306*10-6+1004*10-6-1306*10-6108=1306*10-6 Па·сНайдем температурный напор в трубах, для чего воспользуемся формулой нахождения температуры стенки со стороны холодного теплоносителя:
tст2=t2+qα2=tст1-qδстст (10)
- удельный тепловой поток
q1=60*53,8+21,32-14,7+21,32=60*37,55-18=1173 Вт/м- температуру стенки со стороны воздуха
tст1=t1-q1α1=37,55-1173116,71=27,5°С- температуру стенки со стороны воды
tст2=27,5-1173*0,00246,5=27,4°СТогда температурный напор равен:
Δt2=27,4-18 =9,4оС
Режим движения воды в трубах ламинарный.
Для выбора формулы расчета коэффициента теплоотдачи α2 найдем значение критерия Прандтля и критерия Грасгофа:
критерий Прандтля при температуре13°С;
Pr18°=Pr10°+Pr20°-Pr10°20°-10°18°=9,52+7,02-9,521018=5,02критерий Грасгофа рассчитаем по формуле
Gr2=gl3ρ22βt2μ22 (11)
ρ=999,7+998,2-999,720-1018=997β =-0,06+0,21+0,0620-018-0=0,1830*10-3Gr2=9,81*0,0213*9972*0,1830*10-3*9,41306*10-6 2=91077,23Gr2 Pr2 = 91077,23*5,02= 457 207,7
Т. к Re≤2300 и GrPr>5 105:
Nu2=0,15Re2Pr20.33Gr2Pr20.1Pr2Prст0.25=0,15*50200.33457207,70.1*5,0250,25=0,15*16,64*3,68*1,1=10,2- коэффициент теплоотдачи
α2=Nudв=10,2*0,5940,021=273,9 Вт/(м2∙К)где λ –значение теплопроводности воды при средней температуре, Вт/(м·°С)
18= 10°+20°-10°20°-10°18°-10°=57,4*10-2+59,9*10-2-57,4*10-2108=0,594Вт/(м·°С)Для нахождения коэффициента теплопередачи найдем термическое сопротивление стенки:
δ=rз1+δстст+rз2, где (12)
где rз1 = 0,00086 м2*К/Вт - термическое сопротивление загрязненной внешней стенки со стороны воздуха; гз2 = 0,00058 м2*К/Вт - термическое сопротивление загрязненной внутренней стенки со стороны воды (табл.2.8);
δ=0,00086+0,00246,5+0,00058=1,483*10-3Коэффициент теплопередачи рассчитываем по формуле
K=11α1+δ+1α2=11116,71+1,483*10-3+1273,9 =71,4 Вт/(м2∙К)Поскольку расчетный коэффициент теплопередачи значительно отличается от ориентировочно выбранного, проверим достоверность полученного результата расчета, для чего найдем температурный напор с учетом полученного значения К=71,4 Вт/(м2∙К)q2 = 71,4*37,55-18 = 1395,87 Вт/м2tст1=t1-q2α1=37,55-1395,87116,71=25,6°Сtст2=25,6-1395,87*0,00246,5=25,5°СΔt2=25,5-18= 7,5
Итак, принятое вначале значение температурного напора 10,2°С значительно больше полученного 7,5°С.
Произведем пересчет, принимая коэффициент теплопередачи равным К = 71,4 Вт/(м2∙К) и определив поправочный коэффициент 10,2/7,5= 1,36
Gr2'=Gr21,36=91077,231,36=66968,55Gr2'Pr2=66968,55*5,02=336 182,12Nu'=0,15Re2Pr20.33Gr2'Pr20.1Pr2Prст0.25=0,15*50200,33*336182,120,1*5,0250,25=0,15*16,64*3,6*1,05=8,9α2'=8,9*0,5940,021=251,7 Вт/(м2∙К)Тогда окончательно получим
K'=11α1+δ+1α2=11116,71+1,483*10-3+1251,7=71,3Вт/(м2∙К)F =26,76*10371,3*14,6=25,7Подходит теплообменник с трубами длиной L = 2 м и номинальной поверхностью теплообмена F1 = 34 м2.
При этом имеем запас поверхности теплообмена:
∆=34-25,7*10026,125,7=32,3 %Расчеты двух вариантов приведены в таблице 2.4.1
Таблица 2.4.1 Данные уточненных вариантов теплообменников.
№ Вар Re1 α1,
Вт/(м2·К) Re2 α2’, Вт/(м2·К) К’ Вт/(м2*К) F, м2 l,м Fном,м2 ,
%
1 34320,42 118,74 1206,1 246,08 71,4 25,7 4 31 20,6
2 23833,62 116,71 1206,1 251,7 71,3 25,7 2 34 32,3
Так как для варианта 2: К = 71,3 Вт/(м2*К), что близко к полученному в варианте 1 расчета, можем считать, что и во втором случае формула для расчета α2 принята правильная.
Расчет гидравлического сопротивления
Для расчета гидравлического сопротивления в трубах предварительно найдем параметры: Расчет гидравлического сопротивления
- скорость движения жидкости в трубах
тр1=G2Sтрp=1,10,018*1000=0,061 м/стр2=G2Sтрp=1,10,018*1000=0,061 м/сгде Sтр— площадь сечения одного хода по трубам
- коэффициент трения λтр, при ламинарном режиме течения жидкости в трубах:
тр1=ARe=6434320,42=0,0019тр2=ARe=6423833,62=0,0027где А — коэффициент, зависящий от формы сечения труб; для труб круглого сечения А = 64
Диаметр штуцеров в распределительной камере dш = 0,15 м;
- скорость воды в штуцерах
ш=4G2πdш2p=4*1,13,14*0,152*1000=0,062 м/сГидравлическое сопротивление в трубном пространстве рассчитываем по уравнению: ΔPт = ΔP1+Z(ΔP2+ΔPтp+ΔP3)+ΔP4.
В нашем случае:
∆P1=1pш22=1*1000*0,06222=1,92 ПаГде ξ1 = 1 для входа в распределительную камеру
∆P2(1)=2pтр22=1*1000*0,06222=1,92 Па∆P2(2)=2pтр22=1*1000*0,06222=1,92 Паξ2 = 1 для входа в трубы;
∆P3(1)=3pтр22=1,5*1000*0,001922=0,0027 Па∆P3(2)=3pтр22=1,5*1000*0,002722=0,0054 Паξ3 = 1,5 для выхода из труб;
∆P4=4pш22=0,5*1000*0,06222=0,96 Паξ4 = 0,5 для выхода из распределительной камеры.
∆Pтр(1)=трldвpтр22=0,0019*40,021*1000*0,06222=0,7 Па∆Pтр(2)=трldвpтр22=0,0027*20,021*1000*0,06222=0,49 ПаЗначит,∆Pт(1)=1,92+2*(1,92+0,7+0,0027)+0,96= 8,19 Па
∆Pт(2)=1,92+2*(1,92+0,49+0,0054)+0,96= 7,71 Па
Для расчета гидравлического сопротивления межтрубного пространства предварительно найдем следующие параметры:
- скорость движения воздуха на входе и выходе из кожуха теплообменника для штуцеров диаметром dш= 0,15 м
мтр.ш=4V1πdш2=4*0,633,14*0,152=35,67 м/сгде V1 = 38 м3/мин = 0,63 м3/с - объемный расход воздуха
- скорость движения воздуха в межтрубном пространстве
мтр=V1Sмтр=0,630,02236=28,17 м/сгде Sмтр(1)=Sпрод*Sпопер=0,02*0,025=0,02236мтр=V1Sмтр=0,630,02061=30,57 м/сгде Sмтр(2)=Sпрод*Sпопер=0,017*0,025=0,02061Sпрод 0,02 (0,017) м - площадь свободного сечения для прохода воздуха в вырезе перегородки; Sпопер = 0,025 м2 - площадь свободного сечения. Для прохода воздуха припоперечном обтекании пучка труб у края перегородки; (табл. 1.1)
- коэффициент трения для размещения труб по вершинам равносторонних шестиугольников (шахматный пучок):
'тр(1)=4+6,6mReмт0,28=4+6,6*5,9618,75=2,31где m1 = 0,35 D/dн= 0,35 0,426/0,025 = 5,96
Reмт0,28(1)=мтр*dнμ0,28=28,17*0,0250,02*10-30,28=18,75'тр(2)=4+6,6mReмт0,28=4+6,6*8,420,1=2,96где m2= 0,35 D/dн= 0,35 0,6/0,025 = 8,4
Reмт0,28(2)=мтр*dнμ0,28=30,57*0,0250,017*10-30,28=20,1D – диаметр кожуха теплообменника, м;
- расстояние между перегородками lnln1=ln+1=46+1=0,57 мln2=ln+1=24+1=0,4 мгде n — число перегородок (табл); l — длина трубы, м.
Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства рассчитываем:
∆Рм=∆Р5+lln∆Рмт+lln-1∆Р6+∆Р7=В нашем случае
∆Р5=5pмтр.ш22=1,5*1,128*35,6722=1076,41 ПаГде ξ5 = 1,5 для входа в межтрубное пространство;
∆Рмт(1)='трpмтр22=2,31*1,128*28,1722=1033,87 Па∆Рмт(2)='трpмтр22=2,96*1,128*30,5722=1560,13 Па∆Р6=6pмтр22=1,5*1,128*28,1722=671,34 ПаГде ξ6 = 1,5 для огибания перегородки в межтрубном пространстве;
∆Р7=7pмтр.ш22=1,5*1,128*35,6722=1076,4 ПаГде ξ7 = 1,5 для выхода из межтрубного пространства;
∆Рм(1)=1076,4+40,57*1033,87+40,57-1*671,34+1076,4=13447,85 Па∆Рм(2)=1076,4+20,4*1033,87+20,4-1*671,34+1076,4=5877,03 Па-19431017335500
Таблица 2.4.2 Результаты уточненного расчета гидравлического сопротивления
№ Z Sтр, м2 тр, м/с dтрш, м ш, м/с n dмрш, м , м/с Sмтр, м2 мтр, м/с Рт, Па Рм, Па
1 2 0,018 0,061 0,15 0,062 6 0,15 35,67 0,02236 28,17 8,19 13447,85
2 2 0,018 0,061 0,15 0,062 4 0,15 35,67 0,02061 30,57 7,71 5877,03
Таким образом, анализ двух вариантов дает следующие результаты: теплообменник с кожухом диаметром 600 мм имеет значительно меньшее гидравлическое сопротивление трубного пространства, при этом сопротивление межтрубного пространства так же значительно ниже, чем у теплообменника с кожухом диаметром 426 мм. Из исходных данных нам известно, что гидравлическое сопротивление теплообменника по воздуху не должно превышать 12100 Па.
Так как используемые среды (вода, воздух) неагрессивны, выбираем теплообменный аппарат, выполненный по материалу M1, т.е. из углеродистых сталей.
Выбран теплообменник варианта 2 со следующими параметрами:
D = 600 мм, dн = 25x2 мм, Z= 2, L = 2 м, F = 34 м2.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Таким образом, анализ двух вариантов дает следующие результаты: теплообменник с кожухом диаметром 600 мм имеет значительно меньшее гидравлическое сопротивление трубного пространства, при этом сопротивление межтрубного пространства так же значительно ниже, чем у теплообменника с кожухом диаметром 426 мм. Из исходных данных нам известно, что гидравлическое сопротивление теплообменника по воздуху не должно превышать 12100 Па.
Так как используемые среды (вода, воздух) неагрессивны, выбираем теплообменный аппарат, выполненный по материалу M1, т.е. из углеродистых сталей.
Выбран теплообменник варианта 2 со следующими параметрами:
D = 600 мм, dн = 25x2 мм, Z= 2, L = 2 м, F = 34 м2.
СПИСОВ ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Лебедев П.Д., Щукин А.А. «Теплоиспользующие установки промышленных предприятий. (Курсовое проектирование). Учеб. пособие для энергетических вузов. «Энергия», Москва, 1970.
2. Лебедев П.Д. «Теплообменные сушильные и холодильные установки». Учебник для студентов технических вузов. 2-е издание. «Энергия», Москва, 1972.
3. Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию/ Г.С.Борисов, В.П.Брыков, Ю.И.Дытнерский и др. Под. ред. Ю.И.Дытнерского, 2-е изд., перераб. и дополн. М.: Химия, 1991. – 496 с.
4. Ульянов Б.А., Бадеников В.Я., Ликучёв В.Г. Процессы и аппараты химической технологии. Учебное пособие – Ангарск: Издательство Ангарской государственной технической академии, 2005 г. – 903 с.
5. Справочник по теплообменникам: В 2-х т. Т. 2 / Пер. с англ. под ред. О. Г. Мартыненко и др.— М.: Энергоатомиздат, 1987.— 352 с: ил.
6. Григорьев В.А. и др. Краткий справочник по теплообменным аппаратам. -М.: Энергия, 1962. -256 с.
7. Справочник по теплообменным аппаратам. / П.И. Бажан, Г.Е.Каневец, В.М.Селиверстов. - М.: Машиностроение, 1989. - 365 с.