Тепловой, конструктивный, гидравлический и экономический расчеты теплообменного аппарата

Содержание Задание Введение

1. Тепловой расчет

1.1 Определение тепловой нагрузки аппарата

1.2 Определение расхода пара и температуры его насыщения

1.3 Расчет температурного режима теплообменника

1.4 Выбор теплофизических характеристик теплоносителей

1.5 Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата. Выбор конструкции аппарата и материалов для его изготовления

1.6 Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи и коэффициента теплопередачи

1.7 Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи. Окончательный выбор теплообменного аппарата

1.8 Обозначение теплообменного аппарата

2. Конструктивный расчет

2.1 Выбор конструкционных материалов для изготовления аппарата

2.2 Выбор трубных решеток, способов размещения и крепления в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху

2.3 Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и крепежных элементов

2.4 Выбор конструктивной схемы поперечных перегородок в межтрубном пространстве теплообменника и расстояния между ними. Отбойники

2.5 Выбор распределительных камер, крышек и днищ аппарата

2.6 Опоры аппарата

2.7 Проверка необходимости установки компенсирующего устройства

3. Гидравлический расчет

4. Экономический расчет

4.1 Суммарные расходы на приобретение, монтаж и эксплуатацию теплообменного аппарата Заключение Список используемой литературы

Теплообменные аппараты применяются для осуществления теплообмена между двумя теплоносителями с целью нагревания или охлаждения одного из них. В зависимости от целевого назначения теплообменные аппараты называются подогревателями или холодильниками. В ряде случаев целевое назначение имеют оба процесса. Тогда теплообменные аппараты называют собственно теплообменниками.

Часто в теплообменных аппаратах в процессе теплообмена происходит изменение агрегатного состояния одного из теплоносителя: конденсация горячего или испарение холодного теплоносителя. Аппараты, применяемые при конденсации горячего теплоносителя, почти не отличаются от других теплообменников. Если конденсация горячего теплоносителя является целевым процессом, то эти аппараты называются конденсаторами.

По способу передачи тепла различают следующие типы теплообменных аппаратов:

a) поверхностные, в которых оба теплоносителя разделены стенкой;

b) регенеративные, в которых процесс передачи тепла от горячего теплоносителя к холодному разделяется во времени на два периода и происходит при попеременном нагревании и охлаждении насадки теплообменника;

c) смесительные, в которых теплообмен происходит при непосредственном соприкосновении теплоносителей.

Среди поверхностных теплообменных аппаратов различают трубчатые, пластинчатые, спиральные, с поверхностью, образованной стенками аппарата, с оребренной поверхностью теплообмена.

Трубчатые теплообменники в свою очередь подразделяются на кожухотрубные, типа «труба в трубе», оросительные, погружные.

Кожухотрубные теплообменники являются одними из самых распространенных, Они состоят из пучка труб, концы которых закреплены в специальных трубных решетках путем развальцовки, сварки, пайки, а иногда на сальниках. Пучок труб располагают внутри общего кожуха, причем один из теплоносителей движется по трубам, а другой — в межтрубном пространстве. Для увеличения скорости движения теплоносителя в трубном пространстве применяют многоходовые теплообменники.

По конструкции различают теплообменники с неподвижными трубными решетками, в которых обе решетки жестко прикреплены к корпусу и трубы не могут свободно удлиняться, и теплообменники с компенсирующими устройствами, в которых трубы могут свободно удлиняться.

Для повышения скорости движения теплоносителя в межтрубном пространстве устраивают продольные и поперечные перегородки.

Продольные перегородки применяют в многоходовых теплообменниках для разделения межтрубного пространства на ходы. Поперечные перегородки используют как в одноходовых, так и в многоходовых теплообменниках.

Достоинства кожухотрубных теплообменников:

— компактность

— небольшой расход металла

— легкость очистки труб изнутри.

Недостатками таких теплообменников являются:

— трудность пропускания теплоносителя с большими скоростями

— трудность очистки межтрубного пространства

— трудность изготовления из материалов, не допускающих развальцовки и сварки.

При эксплуатации теплообменных аппаратов любой конструкции должны выполняться оптимальные гидродинамические условия, обеспечивающие передачу тепла от одного теплоносителя к другому с наименьшими затратами.

1. Тепловой расчет

Целью теплового расчета является определение необходимой площади теплопередающей поверхности, соответствующей при заданных температурах оптимальным гидродинамическим условиям процесса, и выбор стандартизированного теплообменника.

Из основного уравнения теплопередачи

(1)

где F — площадь теплопередающей поверхности, м²;

Q — тепловая нагрузка аппарата, Вт;

K — коэффициент теплопередачи, Вт/(м²К);

tср — средний температурный напор, К.

1.1 Определение тепловой нагрузки аппарата

В рассматриваемой задаче нагревание воды осуществляется в вертикальном кожухотрубчатом теплообменнике теплотой конденсирующегося водяного пара, поэтому тепловую нагрузку определим по формуле 2

Где

G2 — массовый расход воды, кг/с;

с2 — средняя удельная теплоемкость воды, Дж/кг•К;

tк, tн — конечная и начальная температуры воды, K;

= 1,03 — коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.

Средняя температура воды

= = = 44

Этому значению температуры соответствует

[1, табл. 39]

= 990.4 кг/м3 [1, табл. 39].

Тогда

Q=43•4180•(59−29) = 5392 кВт.

с учетом потерь

Q=Q•1.03=1589•1.03=5554 кВт.

1.2 Определение расхода пара и температуры его насыщения

Расход пара определим из уравнения 2, с. 190

(2)

где D — расход пара, кг/с;

r — скрытая теплота конденсации пара, Дж/кг.

По 1, табл. LVII при рн = 0.23 Мпа

r = 2198 кДж/кг, Тн = 124С.

Из формулы (2) следует, что

D = = = 2.53 кг/с.

1.3 Расчет температурного режима теплообменника

Цель расчета — определение средней разности температур tср и средних температур теплоносителей tср1 и tср2. Для определения среднего температурного напора составим схему движения теплоносителей.

Температура пара в процессе конденсации не изменяется, поэтому

tср1 = Тн = 124 С, а средняя температура воды 2, 1.14

tср2 = tср1 — tср = 124−80 = 44С.

Температура одного из теплоносителей (пара) в аппарате не изменяется, поэтому выбор температурного режима окончателен.

1.4 Выбор теплофизических характеристик теплоносителей

Теплофизические свойства теплоносителей определяем при их средних температурах и заносим в табл. 1.

Таблица 1 — Теплофизические свойства теплоносителей

1.5 Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата. Выбор конструкции аппарата и материалов для его изготовления

Ориентировочным расчетом называется расчет площади теплопередающей поверхности по ориентировочному значению коэффициента теплопередачи К, выбираемому из 2, табл. 1.3. Принимаем К = 1500 Вт/(м²•К), тогда ориентировочное значение площади аппарата по формуле (1)

F = = 46.3 м².

Так как в аппарате горячим теплоносителем является пар, то для обеспечения высокой интенсивности теплообмена со стороны воды необходимо обеспечить турбулентный режим движения и скорость течения воды в трубках аппарата w2 1,0 м/с 2, с. 192.

Для изготовления теплообменника выберем трубы стальные бесшовные диаметром 25 2 мм.

Необходимое число труб в аппарате n, обеспечивающее такую скорость, определим из уравнения расхода

(3)

Где

= = 4.34• 10−2 м³/с ;

объемный расход воды;

dвн = 0,021 м — внутренний диаметр теплообменных труб;

n — число труб в аппарате, шт.;

w2 = 1,0 м/с — скорость движения воды в трубах аппарата.

Из формулы (3)

n = = = 125.4

Такому числу труб в одном ходе n=125 шт. и площади поверхности аппарата F = 46.3 м² по ГОСТ 15 118–79 и ГОСТ 15 122–79 наиболее полно отвечает двухходовой теплообменник диаметром 600 мм, с общим числом труб 240, числом труб на один ход 120 шт., длиной теплообменных труб 3 м и площадью поверхности F = 57 м².

Проверим скорость движения воды в трубах аппарата Значение скорости находится в рекомендуемых пределах, поэтому выбор конструкции аппарата закончен.

Так как теплоносители (пар и вода) не являются агрессивными, то для изготовления основных узлов и деталей (ГОСТ 15 120−79) выбираем материалы по группе материального исполнения М1: кожух — В Ст 3 ст 5 ГОСТ 14 637–79; крышки — В Ст 3 ст 5 ГОСТ 14 637–79; трубы — сталь 10 ГОСТ 8733–87.

Коэффициент теплопроводности стали ;

1.

1.6 Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи и коэффициента теплопередачи

Приближенным расчетом называется расчет коэффициентов и К по формулам, не учитывающим влияние температуры стенки теплопередающей поверхности на интенсивность теплоотдачи.

Коэффициент теплоотдачи при конденсации водяного пара на пучке вертикальных труб рассчитывается по формуле 1, с. 24

(4)

где D — массовый расход пара; D=1,115 кг/с,

n — число труб в аппарате наружным диаметром d; d = 0,025 м; n = 56 шт;

— вязкость, плотность и теплопроводность конденсата при температуре конденсации.

По формуле (4)

Режим движения воды в трубках аппарататурбулентный, так как

.

Для расчета процесса теплоотдачи в закрытых каналах при турбулентном режиме движения и умеренных числах Прандтля (Рr < 80) рекомендуется уравнение 2, с. 195

(5)

— критерий Нуссельта;

— критерий Рейнольдса;

— критерий Прандтля;

— отношение, учитывающее влияние направления теплового потока (нагревание или охлаждение) на интенсивность теплоотдачи.

Отношение принимаем равным 1, тогда по формуле (5)

Принимаем тепловую проводимость загрязнений со стороны греющего пара 1, табл. ХХХI

а со стороны воды 1, табл. XXXI;

Тогда где rст — сумма термических сопротивлений всех слоев, из которых состоит стенка, включая слои загрязнений.

Так как теплообменная трубка тонкостенная (dвн dн), то для расчета коэффициента теплопередачи применяют формулу для плоской стенки

(6)

где 1, 2 — коэффициенты теплопередачи со стороны пара и воды, Вт/(м²•К);

rст — сумма термических сопротивлений.

По формуле (6)

Расчетная площадь поверхности теплообмена по формуле (1)

Так как площадь выбранного аппарата F = 57,0 м² превышает необходимую Fp = 48,4 м², то выбранный аппарат с площадью поверхности теплообмена F = 57,0 м², с длиной труб L = 3 м оставляем для уточненного расчета.

1.8 Обозначение теплообменного аппарата

1. Диаметр кожуха D = 600 мм по ГОСТ 9617–76.

2. Тип аппарата ТНВ — теплообменник с неподвижными трубными решетками вертикальный.

3. Условное давление в трубах и кожухе — 0,6 МПа.

4. Исполнение по материалу — М1.

5. Исполнение по температурному пределу — 0 — обыкновенное.

6. Диаметр трубы — 25 мм.

7. Состояние поставки наружной трубы — Г — гладкая.

8. Длина труб — 3,0 м.

9. Схема размещения труб — Ш — по вершинам равносторонних треугольников.

10. Число ходов — 2.

Группа исполнения — А.

Теплообменник

.

2. Конструктивный расчет Цель конструктивного расчета теплообменных аппаратов с трубчатой поверхностью теплообмена — расчет диаметров штуцеров и выбор конструкционных материалов для изготовления аппаратов, трубных решеток, способ размещения и крепления в них теплообменных трубок и трубных решеток к кожуху; конструктивной схемы поперечных перегородок и расстояния между ними; распределительных камер, крышек и днищ аппарата; фланцев, прокладок и крепежных элементов; конструкции компенсирующего устройства, воздушников, отбойных щитков, опор и т. п.

2.1 Выбор конструкционных материалов для изготовления аппарата Материал выбирают по рабочим условиям в аппарате: температуре, давлениям, химическим свойствам теплоносителей и др. При выборе материала пользуемся рекомендациями 2,3 и ГОСТ 15 199–79, 15 120−79, 15 121−79, в которых указаны материалы основных деталей в зависимости от группы материального исполнения.

Группа материального исполнения — М1. Материал: кожуха — В Ст сп 5 ГОСТ 14 637–79; распределительной камеры и крышки — В Ст 3 сп 5 ГОСТ 14 637–79; трубы — сталь 10 ГОСТ 8733–87.

2.2 Выбор трубных решеток, способов размещения и крепления в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху

Трубные решетки изготавливаются обычно цельными, вырезкой из листа. Для надежного крепления трубок в трубной решетке ее толщина Sр (min) должна быть не менее 2, с. 45

(8)

где е = 5 — прибавка для стальных трубных решеток, мм;

dн = 25 мм — наружный диаметр теплообменных трубок.

По (8)

Толщину трубной решетки выбираем в зависимости от диаметра кожуха аппарата и условного давления в аппарате 2, табл. 2.3:

Рисунок 1. размещение отверстий в решетках Размещение отверстий в трубных решетках и их шаг регламентируется ГОСТ 9929–82.

Выбираем способ размещения отверстий под трубки по вершинам равносторонних треугольников (рис. 1). Шаг размещения труб t=32 мм.

Основные размеры для размещения отверстий под трубы 25 2 мм в трубных решетках выбираем по 2, табл. 2.7, диаметр предельной окружности, за которой не располагают отверстия под трубы, — D0 = 590 мм, 2R = 583 мм.

Количество отверстий в решетках и их число в рядах определяется ГОСТ 15 118–79 и для двухходового теплообменника диаметром 600 мм составляет:

Общее число труб в одном ходе — 120, а в аппарате — 240.

Крепление труб в трубной решетке должно быть прочным, герметичным и обеспечивать их легкую замену. Применяем для крепления труб способ развальцовки с последующей отбортовкой (рис. 2).

Отверстия в трубных решетках при их креплении развальцовкой для давлениий до 1,0 МПа выполняют гладкими. По ГОСТ 15 118–79 под трубы с наружным диаметром 25 мм установлен диаметр отверстий 25,5 мм.

Рисунок 2 — Крепление труб в трубной решетке развальцовкой с отбортовкой Конец трубы, вставленной с минимальным зазором в отверстие трубной решетки, расширяется изнутри раскаткой роликами специального инструмента, называемого вальцовкой.

Трубную решетку выполним заодно с фланцем (рисунок 3).

Для обеспечения равномерного прогрева решетки и кожуха при их сварке толщина выступа на трубной решетке должна быть равной толщине корпуса аппарата. По [2, табл. 2.8] минимальная толщина стенки кожуха аппарата должна быть S=6 мм, принимаем толщину стенки кожуха теплообменника, равной 10 мм.

Рисунок 3. Конструкция узла крепления трубной решетки к кожуху аппарата

2.3 Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и крепежных элементов Штуцер представляет собой патрубок с приваренными к нему фланцами и служит для подсоединения аппарата к коммуникациям. Фланцевые штуцеры применяют для труб диаметром более 10 мм.

Диаметр штуцера зависит от расхода и скорости и определяется из уравнения расхода

Dш=, (9)

Где V-объемный расход теплоносителя через штуцер, м3/с,

w — скорость движения теплоносителя в штуцере, м/с.

Принимаем скорость движения воды в штуцере равной скорости воды в трубках теплообменника. Тогда по формуле (9)

Для изготовления патрубков штуцеров для входа и выхода воды используем по [3, с. 113] стандартную бесшовную горячекатаную трубу диаметром 245×7 мм из углеродистой стали. Внутренний диаметр трубы мм.

Определим диаметр штуцеров для насыщенного водяного пара и конденсата, расход которых согласно п. 1.2 равен D = 2,53 кг/с.

Объемный расход пара где плотность пара п определена при заданном давлении пара по [2, табл. 56].

Объемный расход конденсата где плотность конденсата взята при температуре 119,6^оС по [1, табл. 39].

Тогда, принимая скорость пара в штуцере wп = 30 м/с, получим Принимаем по dштп = 377×9 мм (внутренний диаметр 359 мм).

Скорость конденсата в штуцере wк = 0,9 м/с, тогда Принимаем по dшт. к = 76×4 мм (внутренний диаметр 68 мм).

Принимаем штуцера со стальными плоскими приварными фланцами с соединительным выступом по ГОСТ 1255–67 (тип 1 — рис. 4).

Рисунок 4 — Фланец для штуцеров По 3, табл. 21.9 выбираем для py = 1,0 МПа основные размеры фланцев: аппарат теплообменник пар температура для ввода и вывода воды:

Дy=250 мм, dн=273 мм, Дф=390 мм, Дб=350 мм, Д1= 320 мм, h=25 мм, h1=3 мм, болты М20, z=12 шт.;

для пара:

Дy=350 мм, dн=377 мм, Дф=500 мм, Дб=460мм, Д1=430 мм, h=26 мм, h1=3 мм, болты М20, z=12 шт.;

для конденсата:

Дy=65 мм, dн=76 мм, Дф=180 мм, Дб=145 мм, Д1=122 мм, h=17 мм, h1=3 мм, болты М20, z=4 шт.

Для присоединения распределительной камеры к трубной решетке и к крышке аппарата используем фланцы стальных аппаратов цельные для обечаек и днищ тип 1 с внутренними базовыми размерами по 3, табл. 21.12: Ду=600 мм, dн=630, Дф=780 мм, Дб=725 мм, Д1=685 мм, h=31 мм, h1=3 мм, болты М27, z=20 шт.

Фланцы соединяют друг с другом при помощи болтового соединения, между ними ставятся прокладка.

Прокладка уплотняет зазор между соединительными поверхностями фланцев и исключает возможность утечки жидкости или газа через него. Для уплотнения фланцев для воды и пара используем прокладки из паронита.

Фланцы соединяются друг с другом при помощи болтов, количество которых и диаметр зависят от условных единиц прохода и давления.

2.4 Выбор конструктивной схемы поперечных перегородок в межтрубном пространстве теплообменника и расстояния между ними. Отбойники Для эффективной работы теплообменников жесткой конструкции широко применяют внутренние поперечные перегородки, устанавливаемые в межтрубном пространстве. По назначению они подразделяются на опорные, предназначенные для поддержания расстояний между трубами, и ходовые — для направления движения потока среды в межтрубном пространстве поперек теплообменных труб. При этом увеличивается скорость потока и, следовательно, эффективность теплообмена.

Принимаем перегородки с сегментным вырезом. Номинальный диаметр поперечных перегородок 597 мм. Диаметр отверстий под трубы в перегородках, принимаем равным 26 мм. [2, с. 58]. Максимальное расстояние между перегородками не должно превышать 800 мм [2, табл.2.9.]. Согласно ГОСТ 15 122–79 расстояние между перегородками для выбранного теплообменника составляет 300 мм, число перегородок в аппарате — 6 шт. Минимальная толщина перегородок- 5 мм [2, табл. 2.10].

Взаимное расположение поперечных перегородок фиксируют несколькими стяжками между ними. Стяжки придают трубному пучку жесткость и дополнительную прочность, обеспечивают удобство его сборки. Они представляют собой тяги из круглого прутка, пропущенные через отверстия перегородок и трубных решеток. В промежутке между перегородками на стяжки надеты распорные трубки.

Диаметр стяжек между перегородками- 12 мм, число стяжек- 6 штук [2, с. 59].

Рисунок 5 — Схема размещения отбойника

Отбойники устанавливают перед входным отверстием штуцера межтрубного пространства для предотвращения эррозии теплообменных труб (рис. 5). Отбойник выполняют в виде круглой или прямоугольной пластины. Его размер должен быть не меньше внутреннего диаметра штуцера D1, т. е.

D=D1+(10ч20) =359+(10ч20)=375 мм.

Отбойник не должен создавать излишнее гидравлическое сопротивление, поэтому расстояние от внутренней поверхности корпуса до отбойника должно быть h?0,2•D1, т. е. h?0,2. 359?72 мм. Отбойник приваривают к дистанционным тягам или крепят хомутами к трубам. Расстояние от отбойника до первой перегородки должно быть не менее 100 мм для беспрепятственного распределения входящего потока среды (пара).

2.5 Выбор распределительных камер, крышек и днищ аппарата Распределительная камера направляет поток рабочей среды по теплообменным трубам. Она представляет собой короткую обечайку, снабженную по краям фланцами, одним из которых она присоединяется к трубчатой решетке, а другим — к эллиптической крышке. Толщину стенки распределительной камеры, крышки и днища принимаем равной толщине кожуха аппарата.

Для создания нужного числа ходов внутри распределительной камеры устанавливают перегородки. Узел их соединения с трубной решеткой герметизируют прокладкой, уложенной в паз трубной решетки (рис. 6)

Рисунок 6

Узел соединения перегородки распределительной камеры с трубной решеткой: 1 — трубная решетка; 2 — прокладка; 3 — перегородка Толщину перегородки выбирают в зависимости от диаметра аппарата. При D=600 мм Sn=10 мм [2, с. 61].

Крышки и днища теплообменных аппаратов выбираем в зависимости от диаметра кожуха. Наиболее распространенной формой днищ и крышек является эллиптическая форма с отбортовкой на цилиндр (рис. 7).

Рисунок 7- Днище эллиптическое отбортованное По 3, табл. 16.1 выбираем размеры днища эллиптического отбортованного стального диаметром 600 мм:

Sd = 10 мм, Нd = 150 мм, hy = 25 мм.

Днище 600 10 — 25 ГОСТ 6533–78.

Выбранное днище используем для изготовления входной и выходной крышек аппарата Высота обечайки распределительной камеры зависит от диаметра фланца штуцеров распределительной камеры H = Dф +(1−3).h, где — h — высота фланца штуцера на обечайке. Принимаем высоту обечайки распределительной камеры равной H = 390 +(1−3).25=340 мм.

2.6 Опоры аппарата Для крепления вертикального аппарата используем боковые опоры (рисунок 8). Для выбора размеров опор необходимо руководствоваться ГОСТ 26 296–84.

Рисунок 8 — Опора боковая: 1 — косынка; 2 — основание; 3 — болт отжимной Расчетную нагрузку, воспринимаемую опорой аппарата, определяют по максимальной силе тяжести его в условиях эксплуатации или гидравлического испытания (при заполнении аппарата водой).

Вес аппарата с жидкостью делится на число «лап», и по допустимой опоре нагрузке на опору выбирают ее основные размеры по [2, с. 74].

Рассчитаем вес аппарата с жидкостью. Массу аппарата без жидкости выберем по ГОСТ 15 122–79: mа=1780 кг.

Вес аппарата без жидкости

Gа=1780.9,81=17 462 Н Объем трубного пространства

(10)

где L-длина теплообменной трубки, м; n-число теплообменных трубок в аппарате, шт;

Vд—объем днища, м³;

Н-высота распределительной камеры, м.

По [3, с. 440] Vд=0,0353 м³.

По формуле (10)

Вес воды в трубном пространстве аппарата

(11)

где — плотность воды при температуре t=20єС; g=9,81м/с²— ускорение силы тяжести.

По формуле (11)

Объем межтрубного пространства будет равен

(12)

где dн — наружный диаметр теплообменных труб. Следовательно, м³.

С учетом формулы (12) вес воды в межтрубном пространстве будет равен

а вес аппарата с жидкостью составит

G=Ga+Gт+Gмт=17 462+4073+4846=26381H H

Для крепления аппарата выбираем 2 опоры. Нагрузка на одну опору

Из [2, с. 74] по нагрузке на одну опору менее Мн выбираем основные ее размеры:

а=125 мм; а1=155 мм; b=155 мм; с=45 мм; с1=90 мм; h=230 мм; h1=16 мм; S1= 8 мм; k=25 мм; k1= 40 мм; d=35мм; d1=1420 мм.

2.7 Проверка необходимости установки компенсирующего устройства

Необходимость установки компенсирующего устройства проверим по допускаемой разности температур кожуха tк и труб tт. Для труб диаметром 25×2 мм с шагом t=32 мм для стали 10 и 20 (исполнение М1), размещенных в аппарате диаметром 600 мм, она составляет (tк-tm) max=40 Сє.

Температуру кожуха примем равной температуре горячего теплоносителя, то есть tк=119,6Сє.

Температуру труб примем равной среднеарифметическому значению температур поверхностей стенки, т. е.

tт= Сє.

Тогда

(tк-tт) = 119,6 -73,7 = 45,9> 30Сє

и, следовательно, необходимость установки компенсирующего устройства должна подтверждаться прочностным расчетом.

3. Гидравлический расчет

Цель гидравлического расчета — определение величины сопротивления, вносимого теплообменником в систему технологических трубопроводов, и мощности, необходимой для перемещения теплоносителей.

Различают два вида гидравлических сопротивлений (потерь напора): сопротивление трения и местные сопротивления: h и hм. Для расчета потерь напора по длине пользуются формулой Дарси-Вейсбаха

(13)

где — гидравлический коэффициент трения;

— длина трубопровода или тракта, по которому протекает теплоноситель, м;

d — диаметр трубопровода, м;

— скоростной напор, м.

Для расчета потерь напора в местных сопротивлениях применяют формулу Вейсбаха:

(14)

где — коэффициент местных сопротивлений;

— скоростной напор за местным сопротивлением.

Рассчитаем гидравлический коэффициент трения для гидравлически гладких труб по формуле Конакова

.

Проверим трубу на шероховатость, рассчитав толщину вязкого подслоя и сравнив ее с величиной абсолютной шероховатости стальной трубы, которую примем равной = 0,333 м [2, с. 84]:

<, значит, труба гидравлически шероховатая и коэффициент гидравлического трения l определяют по формуле Френкеля

=4,63,

следовательно, l=0,0466.

По формуле (13)

Определим напор, теряемый в местных сопротивлениях теплообменника (рис. 9).

Рисунок 9 — Коэффициенты местных сопротивлений теплообменника Предварительно вычислим площади потока в различных участках.

Площадь поперечного сечения штуцера Площадь поперечного сечения одного хода распределительной камеры Площадь поперечного сечения труб одного хода Скорости в соответствующих сечениях:

Коэффициенты местных сопротивлений:

1) при входе потока через штуцер в распределительную камеру (внезапное расширение)

2) при входе потока из распределительной камеры в трубы (внезапное сужение)

3) при выходе потока из труб в распределительную камеру (внезапное расширение)

4) при входе потока из распределительной камеры в штуцер (внезапное сужение) Вычисляем потери напора в местных сопротивлениях:

1) при входе потока через штуцер

2) при входе потока в трубы

3) при выходе потока из труб

4) при выходе потока из распределительной камеры через штуцер Согласно схеме (см. рис. 9) можно сделать вывод, что:

=0,263,

5,47.

При переходе из одного хода теплообменника в другой поток делает 4 поворота под углом 90?. В этом случае коэффициент местного сопротивления равен о = 1,2. Потери напора рассчитывают по скоростному напору в трубах

=0,0706 м.

Потери напора в местных сопротивлениях теплообменника будут равны

hмс.1+ hмс.2z+ hмс.3z + 2zhмс. пов + hмс.6=

=0,0205+2•0,0198+2•0,0263+2•2•0,0706+0,0153=0,463 м.

Общие потери напора (по длине и в местных сопротивлениях теплообменника)

hт = h + hмс = 0,783 + 0,463 = 1,246 м.

Общее гидравлическое сопротивление трубного пространства теплообменного аппарата равно:

кПа.

По принимаем общий КПД насосной установки равным =0,7. Следовательно, мощность потребляемая электродвигателями насоса составит

кВт.

4. Экономический расчет

Целью экономического расчета является определение суммарных расходов на приобретение, монтаж, амортизацию, ремонт теплообменника и энергию, затрачиваемую на перемещение потока через аппарат.

4.1 Суммарные расходы на приобретение, монтаж и эксплуатацию теплообменного аппарата

По ГОСТ 15 119–79 — ГОСТ 15 122–79 масса выбранного двухходового кожухотрубчатого теплообменника диаметром 400 мм, L = 3,0 м, ma = 1780 кг.

Масса труб в аппарате

mтр = 0,785(dн2 — dв2) • L • n •, (15)

где dн, dв — наружный и внутренний диаметры трубки теплообменника;

L = 3,0 м — длина трубки в аппарате;

n = 240 шт. — число трубок в аппарате;

= 7800 кг/м³ — плотность материала трубок (стали).

По формуле (15)

mтр = 0,785(0,0252 — 0,0212)•3,0•240•7800 = 811 кг.

Относительная масса труб в общей массе аппарата (в %)

.

Стоимость (оптово-отпускная цена) аппарата 2, табл. 4.1

Цена в у.е. за тонну аппарата — 795;

цена всего аппарата весом 1780 кг Ца = 1,780 • 795 = 1415,1 у.е.

Затраты на монтаж аппарата Определяем по 2, табл. 4.4.

При монтаже аппарата в помещении они составляют Цм = 35,5 у.е.

Амортизационные отчисления определяем по нормам из 2, табл. 4.5.

Норма амортизационных отчислений составляет 14,8%, тогда, Цам = 1415,1 • 0,148 = 209,4, у.е.

Затраты на текущий ремонт аппарата принимаем равными 5,5% от оптово-отпускной цены 2, с. 103, тогда Цр = 818,9 • 0,055 = 77,8 у.е.

Стоимость электроэнергии, затрачиваемой на перемещение теплоносителя через аппарат, рассчитаем как в [3, с. 79]:

(4.3)

где =8000 часов [3, с. 79] - число часов работы оборудования в год;

Цэ =0,1 у.е./кВт — стоимость электроэнергии;

Nдв — мощность, затрачиваемая электродвигателем на перемещение теплоносителем через аппарат.

600 у.е./год.

Приведенные затраты

WS = Ci + Ен • K, (16)

где Ci — текущие затраты (стоимость электроэнергии, амортизации, ремонта и т. п.), у.е.;

Ki — капитальные затраты (стоимость оборудования, его монтаж и т. п.), у.е.;

Eн = 0,15 — нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений.

Сi = Цэ + Цам + Цр = 600 + 209,4+ 77,8= 887,2 у.е.

К = Ца + Цм = 1415,1+ 35,5= 1450,6 у.е.

По формуле (16) приведенные затраты

WS = 887,2 + 0,15•1450,6 = 1104,8 у.е.

Заключение

В соответствии с заданием на курсовое проектирование выполнены тепловой, конструктивный, гидравлический и экономический расчеты теплообменного аппарата.

Задавшись гидродинамическими условиями в аппарате, соответствующими турбулентному режиму движения теплоносителя, рассчитали коэффициент теплопередачи и необходимую площадь поверхности теплообменного аппарата. Коэффициент теплопередачи К определяли по уравнениям, учитывающим влияние температур поверхностей теплопередающей стенки, которые рассчитывали методом последовательных приближений. По ГОСТ 1 424 679 выбрали конструкцию двухходового вертикального кожухотрубчатого аппарата.

Конструктивный расчет аппарата позволил определить геометрические размеры основных узлов аппарата, необходимые для выполнения графической части проекта.

Гидравлическим расчетом определено гидравлическое сопротивление теплообменного аппарата.

В экономическом расчете найдена приведенная стоимость предложенного теплообменника.

Список используемой литературы

1. Павлов К. Ф. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии [Текст]: учеб. пособие для студ. хим.-технол. спец. вузов / К. Ф. Павлов, П. Г. Романков, А. А. Носков; под ред. П. Г. Романкова. — 11-е изд., перераб. и доп. — Л.: Химия, 2003. — 576 с.

2. Логинов А. В. Процессы и аппараты химических и пищевых производств (пособие по проектированию) / А. В. Логинов, Н. М. Подгорнова, И. Н. Болгова; Воронеж. Гос. технол. акад. Воронеж, 2003. — 264 с.

3. Лащинский А. А., Толчинский А. Р. Основы конструирования и расчета химической аппаратуры: Справочник. 2-е изд. Л.: Машиностроение, 1970. — 753 с.

4. Логинов А. В., Слюсарев М. И., Смирных А. А. Насосы и насосные установки пищевых предприятий. Учеб. пособие / Воронеж. гос. технол. акад. Воронеж, 2001. — 220 с.