Кожухотрубчатый теплообменник
Кожухотрубчатые теплообменники нежесткой конструкции. Расчет гидравлического сопротивления. Выбор оптимального нормализованного варианта на основе технико-экономического анализа. Увеличение скорости движения теплоносителей. Определение тепловой нагрузки.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 13.10.2011 |
| Размер файла | 112,7 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Тема: «Кожухотрубчатый теплообменник»
Содержание
1. Введение
2. Расчетная часть
2.1 Тепловой расчет
2.2 Расчет гидравлического сопротивления
2.3 Выбор оптимального нормализованного варианта на основе технико-экономического анализа
Список используемой литературы
1. Введение
Процессы теплообмена имеют большое значение в химической, энергетической, металлургической, пищевой и других отраслях промышленности. В теплообменных аппаратах теплопередача от одной среды к другой через разделяющую их стенку обусловлена рядом факторов и является сложным процессом, который принято разделять на три элементарных вида теплообмена: теплопроводность, конвекцию и тепловое излучение. На практике эти явления не обособлены, находятся в каком-то сочетании и протекают одновременно. Для теплообменников наибольшее значение имеет конвективный теплообмен или теплоотдача, которая осуществляется при совокупном и одновременном действии теплопроводности и конвекции.
Процессы теплообмена осуществляются в теплообменных аппаратах различных типов и конструкций.
По способу передачи тепла теплообменные аппараты делят на поверхностные и смесительные. В поверхностных аппаратах рабочие среды обмениваются теплом через стенки из теплопроводного материала, а в смесительных аппаратах тепло передается при непосредственном перемешивании рабочих сред.
Смесительные теплообменники по конструкции проще поверхностных: тепло в них используется полнее. Но они пригодны лишь в тех случаях, когда по технологическим условиям производства допустимо смешение рабочих сред.
Поверхностные теплообменные аппараты, в свою очередь, делятся на рекуперативные и регенеративные. В рекуперативных аппаратах теплообмен между различными теплоносителями происходит через разделительные стенки. При этом тепловой поток в каждой точке стенки сохраняет одно и то же направление. В регенеративных теплообменниках теплоносители попеременно соприкасаются с одной и той же поверхностью нагрева. При этом направление теплового потока в каждой точке стенки периодически меняется. Рассмотрим рекуперативные поверхностные теплообменники непрерывного действия, наиболее распространенные в промышленности.
Основными элементами кожухотрубчатых теплообменников являются пучки труб, трубные решетки, корпус, крышки, патрубки. Концы труб крепятся в трубных решетках развальцовкой, сваркой и пайкой.
Для увеличения скорости движения теплоносителей с целью интенсификации теплообмена нередко устанавливают перегородки, как в трубном, так и межтрубном пространствах.
Кожухотрубчатые теплообменники могут быть вертикальными, горизонтальными и наклонными в соответствии с требованиями технологического процесса или удобства монтажа. В зависимости от величины температурных удлинений трубок и корпуса применяют кожухотрубчатые теплообменники жесткой, полужесткой и нежесткой конструкции.
Аппараты жесткой конструкции используют при сравнительно небольших разностях температур корпуса и пучка труб; эти теплообменники отличаются простотой устройства.
В кожухотрубчатых теплообменниках нежесткой конструкции предусматривается возможность некоторого независимого перемещения теплообменных труб и корпуса для устранения дополнительных напряжений от температурных удлинений. Нежесткость конструкции обеспечивается сальниковым уплотнением на патрубке или корпусе, пучком U образных труб, подвижной трубной решеткой закрытого и открытого типа.
В аппаратах полужесткой конструкции температурные деформации компенсируются осевым сжатием или расширением специальных компенсаторов, установленных па корпусе. Полужесткая конструкция надежно обеспечивает компенсацию температурных деформаций, если они не превышают 10--15 мм, а условное давление в межтрубном пространстве составляет не более 2,5 кгс/см2.
2. Расчетная часть
2.1 Тепловой расчет
1. Определение тепловой нагрузки:
Q= G1c1 (t1к - t1н)
Q= 5*4300*(35-15) = 430000 Дж
Определение расхода теплоносителя:
G1c1 (t1к - t1н) = G2c2 (t2н - t2к)
, кг/ с
Учитывая начальную t2н=50 0С и конечную t2к=40 0С температуры горячего теплоносителя, определяем по справочнику необходимые данные для воды: плотность ?2=990 (кг/м3); теплопроводность ?2=0,63 (Вт/м*К); вязкостьµ2=0,6*10-3 (Па*с); теплоемкость с2=4178 (Дж/кг*К).
2. Определение среднелогарифмической разности температур:
Размещено на http://www.allbest.ru/
3. Ориентировочный выбор теплообменника
Решение вопроса о том, какой теплоноситель направить в трубное пространство, обусловлено его температурой, давлением, коррозионной активностью, способностью загрязнять поверхности теплообмена, расходом. В данном варианте в трубное пространство с меньшим проходным сечением целесообразно направить теплоноситель с меньшим расходом, т.е. нагреваемый раствор, а в межтрубное пространство горячую воду.
Примем ориентировочное значение Re1ор=15000, что соответствует развитому турбулентному режиму течения в трубах.
Для труб диаметром dн=20х2 мм
кожухотрубчатый теплообменник гидравлический сопротивление
Так как теплоносителем является вода, то минимальное ориентировочное значение коэффициента теплоотдачи, соответствующее турбулентному течению [1, табл.2.1]: Кор=800 Вт/(м2* К).
Ориентировочное значение поверхности теплообмена составит:
м2
Из табл.2.3 [2] теплообменники с близкой поверхностью имеют диаметр кожуха 600 мм, 400мм и числом ходов 2,4 и 6.
В многоходовых теплообменниках средняя движущая сила несколько меньше, чем в одноходовых, вследствие возникновения смешанного взаимного направления движения теплоносителей, поэтому необходимо внести поправку.
Поправку определим следующим образом. Примем температуру t2н=Т2, t1н=Т1, t1н=t2, t1н=t1.
Разность температур в многоходовом теплообменнике:
Вычислим среднюю разность температур для противотока:
Найдем величины P и R, ?, ?:
Определим ??t:
.
Следовательно, среднюю разность температур для противотока:
С учетом поправки ориентировочная поверхность составит:
м2
Теперь проведем уточненный расчет следующих вариантов:
Таблица №1
|
Вариант 1 |
Вариант 2 |
Вариант 3 |
||
|
D, мм |
600 |
400 |
600 |
|
|
d, мм |
25х2 |
20х2 |
20х2 |
|
|
z |
6 |
2 |
4 |
|
4. Уточненный расчет поверхности теплопередачи.
Вариант 1
Так как Re>4000 режим является турбулентным. В соответствии с формулой (2.12, 1]) коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен:
Вт/(м2*К)
Поправкой Pr/Prст можно пренебречь, т.к. разность температур t1 и tст1невелика.
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками по данным табл.2.3 [1] Sмтр=0,045 м2.
Вт/(м2*К)
Оба теплоносителя являются малоконцентрированными водными растворами, поэтому в соответствии с табл. 2.2 [1] примем термические сопротивления загрязнений одинаковыми, равными rз1= rз2=1/2900 м2* К/ Вт. Для предотвращения коррозии в качестве материала труб нержавеющую сталь. Теплопроводность нержавеющей стали примем равной Вт /(м*К). Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна:
м2*К/Вт
Коэффициент теплопередачи равен:
Вт/(м2*К)
Требуемая поверхность составит:
м2
Из табл 2.3 [1] следует, что из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 4,0 м и номинальной поверхностью F1В=61,0 м2. При этом запас:
%
Теплообменник длиной 4,0 м имеет достаточный запас поверхности, так как >10%.
Масса теплообменника из табл. 2.8 [1] М1В=2290 кг.
Вариант 2
Аналогично рассчитываем следующий вариант по формулам приведенным выше:
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам:
Вт/(м2*К)
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками по данным табл.2.3 [1] Sмтр=0,030 м2.
находим:
Вт/(м2*К)
Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений как и в Варианте 1 равна:
м2*К/Вт
Коэффициент теплопередачи:
Вт/(м2*К)
Требуемая поверхность:
м2
Из табл 2.3 [1] следует, что из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 6,0 м и номинальной поверхностью F1В=63,0 м2. При этом запас:
%
Теплообменник длиной 6,0 м имеет достаточный запас поверхности, так как >10%.
Масса теплообменника из табл. 2.8 [1] М1В=1890 кг.
Вариант 3
Аналогично рассчитываем следующий вариант по формулам приведенным в Варианте 1:
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам:
Вт/(м2*К)
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками по данным табл.2.3 [1] Sмтр=0,048 м2.
Вт/(м2*К)
Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна:
м2*К/Вт
Коэффициент теплопередачи:
Вт/(м2*К)
Требуемая поверхность теплообмена составит:
м2
Из табл 2.3 [1] следует, что из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 3,0 м и номинальной поверхностью F3В=63,0 м2. При этом запас:
%
Теплообменник длиной 3,0 м имеет достаточный запас поверхности, так как >10%.
Масса теплообменника из табл. 2.8 [1] М1В=1980 кг.
2.2 Расчет гидравлического сопротивления
Вариант 1
Рассчитаем скорость жидкости в трубах, взяв значение площади сечения одного хода по трубам из табл 2.3.[1]:
м/с
Определим коэффициент трения:
,
где - относительная шероховатость труб,
- высота выступов шероховатостей (примем =0,2 мм).
Диаметр штуцеров в распределительной камере dтр.ш=0,10 м, тогда скорость в штуцерах:
м/с
В трубном пространстве следующие местные сопротивления: вход в камеру и выход из нее.
Гидравлическое сопротивление трубного пространства:
,
где z - число ходов по трубам, L - длина труб, м.
Число рядов труб, омываемых потоком в трубном пространстве, , где n - общее число труб; округляем в большую сторону m=7. Число сегментных перегородок х=10 (табл. 2.7 [1]). Диаметр штуцеров к кожуху dмтр.ш=0,200 м, тогда скорость потока в штуцерах:
м/с
Скорость жидкости в наиболее узком сечении межтрубного пространства площадью Sмтр=0,037 м2 (табл. 2.3 [1]) равна:
м/с
В межтрубном пространстве следующие местные сопротивления: вход и выход жидкости через штуцера, 10 поворотов через сегментные перегородки (по их числу х=10) и 11 сопротивлений трубного пучка при его поперечном обтекании (х+1).
Сопротивление межтрубного пространства равно:
,
где m - число рядов труб, х - число сегментных перегородок.
Вариант 2
Аналогично рассчитаем следующий вариант.
Рассчитаем скорость жидкости в трубах, взяв значение площади сечения одного хода по трубам из табл 2.3.[1]:
м/с
Определим коэффициент трения:
Диаметр штуцеров в распределительной камере dтр.ш=0,10 м, тогда скорость в штуцерах:
м/с
В трубном пространстве следующие местные сопротивления: вход в камеру и выход из нее.
Гидравлическое сопротивление трубного пространства:
,
где z - число ходов по трубам, L - длина труб, м.
Число рядов труб, омываемых потоком в трубном пространстве, , округляем в большую сторону m=13. Число сегментных перегородок х=22. Диаметр штуцеров к кожуху dмтр.ш=0,150 м, тогда скорость потока в штуцерах:
м/с
Скорость жидкости в наиболее узком сечении межтрубного пространства площадью Sмтр=0,017 м2 (табл. 2.3 [1]) равна:
м/с
В межтрубном пространстве следующие местные сопротивления: вход и выход жидкости через штуцера, 22 поворотов через сегментные перегородки (по их числу х=22) и 23 сопротивлений трубного пучка при его поперечном обтекании (х+1).
Сопротивление межтрубного пространства равно:
,
где m - число рядов труб, х - число сегментных перегородок.
Вариант 3
Аналогично рассчитаем следующий вариант.
Скорость жидкости в трубах:
м/с
Определим коэффициент трения:
Диаметр штуцеров в распределительной камере dтр.ш=0,15 м, тогда скорость в штуцерах:
м/с
В трубном пространстве следующие местные сопротивления: вход в камеру и выход из нее.
Гидравлическое сопротивление трубного пространства:
,
где z - число ходов по трубам, L - длина труб, м.
Число рядов труб, омываемых потоком в трубном пространстве, , округляем в большую сторону m=11. Число сегментных перегородок х=8. Диаметр штуцеров к кожуху dмтр.ш=0,200 м, тогда скорость потока в штуцерах:
м/с
Скорость жидкости в наиболее узком сечении межтрубного пространства площадью Sмтр=0,041 м2 (табл. 2.3 [1]) равна:
м/с
В межтрубном пространстве следующие местные сопротивления: вход и выход жидкости через штуцера, 10 поворотов через сегментные перегородки (по их числу х=10) и 11 сопротивлений трубного пучка при его поперечном обтекании (х+1).
Сопротивление межтрубного пространства равно:
,
где m - число рядов труб, х - число сегментных перегородок.
Учитывая гидравлический расчет выбор оптимального теплообменника далее проводим с вариантами 1 и 3, т.к. сопротивление теплообменника под 2 номером слишком высокое, по сравнению с другими.
2.3 Выбор оптимального нормализованного варианта на основе технико-экономического анализа
Наиболее полным и надежным критерием оптимальности при выборе теплообменного аппарата принято считать универсальный технико-экономический показатель - приведенные затраты П:
П=ЕК + Э,
где К - капитальные затраты;Э - эксплуатационные затраты; Е - нормативный коэффициент эффективности капиталовложений.
Вариант 1
Таблица №2
|
М, кг |
2290 |
|
|
, Па |
7430 |
|
|
, Па |
2251 |
Масса труб:
кг
Доля массы труб от массы всего массообменника:
%
Цена единицы массы теплообменника из нержавеющей стали Цн.ст.=2,58 руб/ кг (табл. 2.17 [1]). Цена теплообменника:
ЦТ=mтоб* Цн.ст.
ЦТ= 2290*2,58= 5908,2 руб.
Энергетические затраты на прокачивание жидкости по трубам с учетом КПД насосной установки, равного:
кВт
Энергетические затраты на прокачивание жидкости по межтрубному пространству составят:
кВт
Приведенные затраты равны:
,
где Цэ=0,02 руб/(кВТ-ч) - стоимость электроэнергии в среднем;
ч - число часов работы оборудования за год.
руб/ год
Вариант 3
Таблица №3
|
М, кг |
1980 |
|
|
, Па |
2551 |
|
|
, Па |
2297 |
Масса труб будет равна:
кг
Доля массы труб от массы всего массообменника:
%
Цена единицы массы теплообменника из нержавеющей стали Цн.ст.=2,58 руб/ кг (табл. 2.17 [1]). Цена теплообменника:
ЦТ= 1980*2,58= 5108,4 руб.
Энергетические затраты на прокачивание жидкости по трубам с учетом КПД насосной установки:
кВт
Энергетические затраты на прокачивание жидкости по межтрубному пространству составят:
кВт
Приведенные затраты рассчитаем по формуле:
руб/ год
Вывод
После окончания гидравлического расчета вариант 2 был исключен из-за большого гидравлического сопротивления. После сравнения 1 и3 варианта был исключен 1, как экономически менее выгодный.
Таким образом, вариант 3 оказался наиболее оптимальным.
Список используемой литературы
1. Дытнерский Ю.А.- «Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию».- М.:Химия, 1991.
2. Соколов Ю.С.- «Методические указания к выполнению курсового проекта для стедентов дневного обучения специальности 250700 «Химическая тенология кинофотоматериалов и магнитных носителей»,- СПб.: СПбГУКиТ, 1997.
3. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А.- «Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии. Учебное пособие для вузов».- Л.: Химия, 1987.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Конструктивный расчет рекуперативного кожухотрубчатого теплообменника. Определение интенсивности процессов теплообмена, расходов и скоростей движения греющего и нагреваемого теплоносителей. Расчет гидравлических сопротивлений при движении теплоносителей.
курсовая работа [476,3 K], добавлен 21.02.2021Проектирование рекуперативных теплообменных аппаратов. Тепловой конструктивный расчёт рекуперативного кожухотрубчатого теплообменника, а также тепловой расчёт пластинчатого теплообменника. Расчет гидравлических сопротивлений при движении теплоносителей.
курсовая работа [562,3 K], добавлен 29.12.2010Подбор и расчет нормализованного пластинчатого теплообменника для охлаждения купажного сиропа перед сатурацией с поверхностью теплообмена 40 м2. Расчет теплового баланса и нагрузки, определение гидравлического сопротивления для купажного сиропа.
курсовая работа [71,2 K], добавлен 17.02.2016Подбор нормализованного конденсатора для конденсации пара. Определение тепловой нагрузки, среднего температурного напора и скорости движения воды в трубах. Расчет теплофизических свойств вертикального и горизонтального кожухотрубчатых конденсаторов.
контрольная работа [183,1 K], добавлен 16.04.2016Расчет кожухотрубчатого теплообменника для охлаждения природного газа. Определение физических характеристик охлаждаемого газа, коэффициента теплоотдачи для трубного пространства. Расчет тепловой изоляции теплообменника. Конструктивно-механический расчет.
курсовая работа [800,9 K], добавлен 09.12.2014Определение тепловой нагрузки теплообменника, средней разности температур, коэффициента теплопередачи и трения, гидравлического сопротивления. Эскиз конденсатора и схема адсорбционной установки непрерывного действия с псевдоожиженным слоем адсорбента.
курсовая работа [432,0 K], добавлен 03.07.2011Технологическая схема теплообменной установки. Схема движения теплоносителей. Конструктивные характеристики теплообменника, его тепловой, гидравлический, механический расчет. Оценка тепловой изоляции. Расчет и выбор вспомогательного оборудования.
курсовая работа [591,2 K], добавлен 10.04.2017Расчет кожухотрубчатого теплообменника, средней разницы температур между теплоносителями, объемного и массового расхода теплоносителя, тепловой нагрузки на аппарат, массового и объемного расхода хладагента. Теплофизические свойства теплоносителей.
контрольная работа [342,0 K], добавлен 08.10.2008Пересчет массовых концентраций компонентов в мольные. Выбор ориентировочной поверхности аппарата и конструкции. Определение тепловой нагрузки и расхода горячей воды. Расчет коэффициента теплопередачи, гидравлического сопротивления для выбранного аппарата.
курсовая работа [581,9 K], добавлен 28.04.2014Технологический расчет кожухотрубчатого теплообменного аппарата для установки АВТ. Определение начальной температуры нефти и выбор теплообменника. Расчет гидравлического сопротивления. Описание схемы работы аппарата. Схема контроля и регулирования.
курсовая работа [624,1 K], добавлен 11.03.2011
