Расчет кожухотрубчатого теплообменника

Пояснилка.doc

Расчет кожухотрубчатого теплообменника 13
1 Задание на проектирование
2 Тепловой расчет подогревателя
3 Гидравлический расчет подогревателя
4 Механический расчет подогревателя
Список литературы 39
Теплообменные аппараты – устройства предназначенные для передачи
теплоты от одного тела к другому через поверхности их раздела.
Теплоносители – тела воспринимающие и отдающие теплоту.
Процессы передачи теплоты в теплообменных аппаратах могут
сопровождаться изменением температуры теплоносителя или проходит без
изменения таковой (испарение конденсация сублимация плавление и т.д.).
Также в теплообменных аппаратах могут проходить сложные процессы:
растворение кристаллизация сушка химические реакции и т.д.
В промышленной технике применяется большое разнообразие теплообменных
аппаратов а их вид и конструкция зависят от области применения и
экономических требований.
Классификация теплообменных аппаратов:
по назначению: подогреватели холодильники испарители конденсаторы
пароперегреватели генераторы;
аппарат теплоноситель назначение
колорифер газовый топочные газы Подогрев воздуха для
колорифер паровой пар Подогрев воздуха для
сушилок воздушных завес и
рекуператор отходящие газы печей Подогрев воздуха и
газообразного топлива для
регенератор отходящие газы печей Подогрев воздуха и
воздухоподогреватель отходящие газы котельных Подогрев воздуха для
сжигания топлива в топках
экономайзер отходящие газы котельных Для подогрева воды для
питания парового котла
пароперегреватель топочные газы котельных Перегрев пара получаемого
котел-утилизатор отходящие газы печей Подогрев воды для
производственных нужд или
по схеме движения теплоносителя: прямоток противоток смешанного
типа перекрестного хода;
по принципу действия:
поверхностные теплообменные аппараты в которых обязательно
участвует поверхность теплопередачи.
Теплообмен между двумя текучими средами через разделяющую их твердую
стенку называется теплопередачей.
рекуперативные теплообменные аппараты в которых передача
теплоты идет непрерывно причем период теплообмена количество и
направление теплового потока не изменяется;
регенеративные теплообменные аппараты в которых процесс
теплообмена проходит за несколько этапов.
При соприкосновении горячего теплоносителя со стенкой он получает
теплоту и аккумулирует ее далее пропускают холодный теплоноситель который
воспринимает аккумулированную теплоту. Для осуществления непрерывного
процесса в регенераторе используют две и более камер;
смесительные (контактные) теплообменные аппараты в которых
осуществляется непрерывное соприкосновение и смешение
В промышленности такого рода теплообменные аппараты используют в
оросительных камерах кондиционерах градирнях скруберах и т.д.
по роду материала из которого они изготовлены: сталь чугун
стекло керамика стеклокерамика графит свинец;
по виду теплопередающей поверхности: пластинчатые спиральные
оребренные ошипованные трубчатые: с прямыми трубами с U образными
трубами спиральными змеевиковыми.
по ходу движения теплоносителя: одноходовые и многоходовые;
по сборке конструкции: секционные несекционные;
по компоновке поверхности нагрева: «труба в трубе» кожухные
по режиму работы: непрерывного действия периодического действия.
Кожухотрубчатый теплообменник
Устройство и принцип работы
Кожухотрубные теплообменники относятся к наиболее
распространенным аппаратам. Их применяют для теплообмена и
термохимических процессов между различными жидкостями парами и газами
– как без изменения так и с изменением их агрегатного состояния.
Кожухотрубные теплообменники появились в начале ХХ века в связи
с потребностями тепловых станций в теплообменниках с большой
поверхностью таких как конденсаторы и подогреватели воды работающие
при относительно высоком давлении. Кожухотрубные теплообменники
применяются в качестве конденсаторов подогревателей и испарителей. В
настоящее время их конструкция в результате специальных разработок с
учетом опыта эксплуатации стала намного более совершенной. В те же
годы началось широкое промышленное применение кожухотрубных
теплообменников в нефтяной промышленности. Для эксплуатации в тяжелых
условиях потребовались нагреватели и охладители массы испарители и
конденсаторы для различных фракций сырой нефти и сопутствующих
органических жидкостей. Теплообменникам часто приходилось работать с
загрязненными жидкостями при высоких температурах и давлениях и
поэтому их необходимо было конструировать так чтобы обеспечить
легкость ремонта и очистки.
С годами кожухотрубные теплообменники стали наиболее широко
применяемым типом аппаратов. Это обусловлено прежде всего надежностью
конструкции большим набором вариантов исполнения для различных
условий эксплуатации в частности:
однофазные потоки кипение и конденсация по горячей и холодной
сторонам теплообменника с вертикальным или горизонтальным исполнением
диапазон давления от вакуума до высоких значений
в широких пределах изменяющиеся перепады давления по обеим сторонам
вследствие большого разнообразия вариантов
удовлетворение требований по термическим напряжениям без существенного
повышения стоимости аппарата
размеры от малых до предельно больших (5000 м2)
возможность применения различных материалов в соответствии с
требованиями к стоимости коррозии температурному режиму и давлению
использование развитых поверхностей теплообмена как внутри труб так и
снаружи различных интенсификаторов и т.д.
возможность извлечения пучка труб для очистки и ремонта
Однако такое широкое разнообразие условий применения
кожухотрубных теплообменников и их конструкций никоим образом не
должно исключать поиск других альтернативных решений таких как
применение пластинчатых спиральных или компактных теплообменников в
тех случаях когда их характеристики оказываются приемлемыми и их
применение может привести к экономически более выгодным решениям.
Кожухотрубные теплообменники состоят из пучков труб укрепленных
в трубных досках кожухов крышек камер патрубков и опор. Трубное и
межтрубное пространства в этих аппаратах разобщены причем каждое из
них может быть разделено перегородками на несколько ходов.
Классическая схема кожухотрубчатого теплообменника показана на
Теплопередающая поверхность аппаратов может составлять от
нескольких сотен квадратных сантиметров до нескольких тысяч квадратных
метров. Так конденсатор паровой турбины мощностью 150 Мвт состоят из
тысяч труб с общей поверхностью теплообмена около 9000 м2.
Схемы кожухотрубчатых аппаратов наиболее распространенных типов
представлены на рисунке:
Кожух (корпус) кожухотрубчатого теплообменника представляет
собой трубу сваренную из одного или нескольких стальных листов.
Кожухи различаются главным образом способом соединения с трубной
доской и крышками. Толщина стенки кожуха определяется давлением
рабочей среды и диаметром кожуха но принимается не менее 4 мм. К
цилиндрическим кромкам кожуха приваривают фланцы для соединения с
крышками или днищами. На наружной поверхности кожуха прикрепляют опоры
Трубчатка кожухотрубчатых теплообменников выполняется из прямых
или изогнутых (U-образных или W-образных) труб диаметром от 12 до 57
мм. Предпочтительны стальные бесшовные трубы.
В кожухотрубчатых теплообменниках проходное сечение межтрубного
пространства в 2-3 раза больше проходного сечения внутри труб. Поэтому
при равных расходах теплоносителей с одинаковым фазовым состоянием
коэффициенты теплоотдачи на поверхности межтрубного пространства
невысоки что снижает общий коэффициент теплопередачи в аппарате.
Устройство перегородок в межтрубном пространстве кожухотрубчатого
теплообменника способствует увеличению скорости теплоносителя и
повышению эффективности теплообмена.
Трубные доски (решетки) служат для закрепления в них пучка труб
при помощи развальцовки разбортовки заварки запайки или сальниковых
креплений. Трубные доски приваривают к кожуху (рис. а в) зажимают
болтами между фланцами кожуха и крышки (рис. б г) или соединяют
болтами только с фланцем свободной камеры (рис. д е). материалом
досок служит обычно листовая сталь толщиной не менее 20 мм.
Кожухотрубчатые теплообменники могут быть жесткой (рис. а к)
нежесткой (рис. г д е з и) и полужесткой (рис. б в ж)
конструкции одноходовые и многоходовые прямоточные противоточные и
поперечноточные горизонтальные наклонные и вертикальные.
На рисунке а) изображен одноходовой теплообменник с прямыми
трубками жесткой конструкции. Кожух и трубки связаны трубными
решетками и поэтому нет возможности компенсации тепловых удлинений.
Такие аппараты просты по устройству но могут применяться только при
сравнительно небольших разностях температур между корпусом и пучком
труб (до 50оС). Они имеют низкие коэффициенты теплопередачи вследствие
незначительной скорости теплоносителя в межтрубном пространстве.
пространства в 2-3 раза больше проходного сечения трубок. Поэтому при
одинаковых расходах теплоносителей имеющих одинаковое агрегатное
состояние коэффициенты теплоотдачи на поверхности межтрубного
пространства невысокие что снижает коэффициент теплопередачи в
аппарате. Устройство перегородок в межтрубном пространстве
способствует увеличению скорости теплоносителя и повышению
коэффициента теплопередачи. На рисунке 1б изображен теплообменник с
поперечными перегородками в межтрубном пространстве и полужесткой
мембранной компенсацией тепловых удлинений вследствие некоторой
свободы перемещения верхней трубной доски.
В парожидкостных теплообменниках пар проходит обычно в
межтрубном пространстве а жидкость – по трубам. Разность температур
стенки корпуса и труб обычно значительна. Для компенсации разности
тепловых удлинений между кожухом и трубами устанавливают линзовые
(рис. в) сальниковые (рис. з и) или сильфонные (рис. ж)
Для устранения напряжений в металле обусловленных тепловыми
удлинениями изготавливают также однокамерные теплообменники с гнутыми
U- и W-образными трубами. Они целесообразны при высоких давлениях
теплоносителей так как изготовление водяных камер и крепление труб в
трубных досках в аппаратах высокого давления – операции сложные и
дорогие. Однако аппараты с гнутыми трубами не могут получить широкого
распространения из-за трудности изготовления труб с разными радиусами
гиба сложности замены труб и неудобства чистки гнутых труб.
Компенсационные устройства сложны в изготовлении (мембранные
сильфонные с гнутыми трубами) или недостаточно надежны в эксплуатации
(линзовые сальниковые). Более совершенна конструкция теплообменника с
жестким креплением одной трубной доски и свободным перемещением второй
доски вместе с внутренней крышкой трубной системы (рис. е). некоторое
удорожание аппарата из-за увеличения диаметра корпуса и изготовления
дополнительного днища оправдывается простотой и надежностью в
эксплуатации. Эти аппараты получили название теплообменников «с
плавающей головкой». Теплообменники с поперечным током (рис. к)
отличаются повышенным коэффициентом теплоотдачи на наружной
поверхности вследствие того что теплоноситель движется поперек пучка
труб. При перекрестном токе снижается разность температур между
теплоносителями однако при достаточном числе трубных секций различие
в сравнении с противотоком невелико. В некоторых конструкциях таких
теплообменников при протекании газа в межтрубном пространстве и
жидкости в трубах для повышения коэффициента теплоотдачи применяют
трубы с поперечными ребрами.
Основными элементами кожухотрубчатых теплообменников являются
пучки труб трубные решетки корпус крышки патрубки. В
кожухотрубчатом теплообменнике (рисунок 109) одна из обменивающихся
теплом сред 1 движется внутри труб (в трубном пространстве) а другая
– в межтрубном пространстве.
- корпус (обечайка); 2 - трубные решетки; 3 - трубы; 4 - крышки; 5 -
перегородки в крышках; 6 - перегородки в межтрубном пространстве.
Кожухотрубчатые одноходовой а) и многоходовой б) теплообменники
Среду обычно направляют противотоком друг к другу. При этом
нагреваемую среду направляют снизу вверх а среду отдающую тепло – в
противоположном направлении. Такое направление движения каждой среды
совпадает с направлением в котором стремится двигаться данная среда
под влиянием изменения ее плотности при нагревании и охлаждении.
Кроме того при указанных направлениях движения сред достигается
более равномерное распределение скоростей и идентичные условия
теплообмена по площади поперечного сечения аппарата. В противном
случае например при подаче более холодной (нагреваемой) среды сверху
теплообменника более нагретая часть жидкости как более легкая может
скапливаться в верхней части аппарата образуя "застойные" зоны.
Трубы в решетках обычно равномерно размещают по периметрам
правильных шестиугольников т.е. по вершинам равносторонних
треугольников (рисунок 110а) реже применяют размещение труб по
концентрическим окружностям (рисунок 110б). В отдельных случаях когда
необходимо обеспечить удобную очистку наружной поверхности труб их
размещают по периметрам прямоугольников (рисунок 110в). Все указанные
способы размещения труб преследуют одну цель обеспечить возможно более
компактное размещение необходимой поверхности теплообмена внутри
аппарата. В большинстве случаев наибольшая компактность достигается
при размещении трубок по периметрам правильных шестиугольников.
Способы размещения труб в теплообменниках.
а) по периметрам правильных шестиугольников; б) по концентрическим
окружностям; в) по периметрам прямоугольников (коридорное расположение).
Трубы закрепляют в решетках чаще всего развальцовкой (рисунок
1а б) причем особенно прочное соединение (необходимое в случае
работы аппарата при повышенных давлениях) достигается при устройстве в
трубных решетках отверстий с кольцевыми канавками которые заполняются
металлом трубы в процессе ее развальцовки (рисунок 111б). Кроме того
используют закрепление труб сваркой (рисунок 111в) если материал
трубы не поддается вытяжке и допустимо жесткое соединение труб с
трубной решеткой а также пайкой (рисунок 111г) применяемой для
соединения главным образом медных и латунных труб. Изредка используют
соединение труб с решеткой посредством сальников (рисунок 111д)
допускающих свободное продольное перемещение труб и возможность их
быстрой замены. Такое соединение позволяет значительно уменьшить
температурную деформацию труб но является сложным дорогим и
недостаточно надежным.
Закрепление труб в трубных решетках.
а) развальцовкой; б) развальцовкой с канавками; в) сваркой; г) пайкой; д)
сальниковыми устройствами.
Для увеличения скорости движения теплоносителей с целью
интенсификации теплообмена нередко устанавливают перегородки как в
трубном так и в 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
Расчет кожухотрубчатых теплообменников
Задание на проектирование
Запроектировать пароводяной подогреватель вертикального типа
предназначенный для подогрева воды системы отопления в цехах
производственных помещений при следующих условиях:
) давление воды Рв = 0144 МПа;
) температура воды на входе t’в = 23[p
) температура воды на выходе t’’в = 855[p
) расход воды Gв = 2153 м3ч;
) давление греющего пара Рп = 058 МПа;
) температура греющего пара tп = 175[pic].
Тепловой расчет подогревателя
При заданном давлении пара Рп = 058 МПа и температуре ts = 160[pic]
по I-S диаграмме определяют состояние пара. Если он перегрет то имеется
две зоны теплообмена:
первая – охлаждение пара от tп = 175[p
вторая – конденсация насыщенного пара при вертикальных трубах.
Считают что переохлаждения конденсата нет тогда расчет поверхности
проводят отдельно для каждой зоны (рис. 1 прил. 2).
2.1 Определение тепловой нагрузки аппарата
Параметры теплоносителей находят по табл. 1 прил. 2 при средних
температурах воды tв. ср и пара tп. ср [pic]:
tв. ср=05(t’в + t’’в)
где t’в = 23[p t’’в =
5[pic] - температура воды на выходе из подогревателя.
tв. ср=05(23+855)=5425[pic]
где tп – температура перегретого пара [p (tп = 175[p ts –
температура насыщенного пара[p (ts = 160[pic] определяют по
таблицам насыщенного водяного пара или табл. 1 прил. 1;
tп. ср=05(175+160)=1675[pic].
При tв. ср принимают следующие справочные данные:
в = 0517*10-6 м2с – коэффициент кинематической вязкости воды;
ρв = 98565 кгм3 – плотность воды;
Prв = 326 – число Прандтля для воды.
При tп. ср по табл. 2 прил. 2 определяем:
п = 398*10-6 м2с – коэффициент кинематической вязкости пара;
ρп = 369 кгм3 – плотность пара;
Prп = 12 – число Прандтля для пара.
Количество теплоты кВт передаваемой паром воде определяют по
Q = Gв* ρв* Cв*(t’в - t’’в)
где Gв – объемный расход воды м3с; Cв– теплоемкость воды
Q = (21533600)*98565*4177*(855-23) = 1538894 кВт.
Количество теплоты кВт передаваемой паром воде в первой зоне
вычисляют по формуле
Q1 = Dп* Cп*(tп + ts)
где Dп – массовый расход пара кгс Dп = 7358 кгс; Cп = 2531
кДж(кг[pic]) – теплоемкость пара.
Массовый расход пара кгс рассчитывают по формуле
Dп=QCп*(tп - ts)+r=15388942531*(175-160)+20534=
388942091365= 7358 кгс
где r – теплота парообразования пара кДжкг определяемая по
температуре насыщения по табл. 1 прил. 1.
Тогда Q1 =7358*2531*(175-160) = 279346 кВт.
Количество теплоты кВт передаваемой паром воде во 2-й зоне
Q2 = Dп*r = 7358*20534 = 15108917 кВт.
Суммарное значение переданной теплоты паром воде
Q = Q1 + Q2 = 279346 + 15108917 = 15388263 кВт.
2.2. Расчет коэффициента теплопередачи и конструктивных размеров
Для расчета коэффициента теплопередачи произвольно выбирают наружный
диаметр трубок dнар = 25 мм (dнар = 20;25;38 мм) и скорость воды в них в
= 16 мс (табл. 6 прил. 2). Трубки изготавливают толщиной ст = 1 мм из
стали 12МХ с коэффициентом теплопроводности λст = 39 Вт(м[pic]) (табл.
Определяют режим течения воды в трубах
Re = [pic] = [pic] = 711799
где Re – критерий Рейнольдса; в – скорость воды в трубках мс; dвн
– внутренний диаметр трубок м; в - коэффициент кинематической вязкости
Так как Re >104 то режим течения воды в трубах – турбулентный.
Критерий Нуссельта для турбулентного режима течения определяется по
Nuж = 0023*Re0.8*Pr0.4*l = 0023*71179908*32604*1 = 2804
где Pr – число Прандтля для воды; l – поправочный коэффициент при
отношении длины трубок к их диаметру ld > 50 коэффициент l = 1.
Из критериального уравнения Нуссельта определяют коэффициент
теплоотдачи от внутренней поверхности стенки трубки к воде
αж = Nuж * λж dвн = 2804*06540023 = 79731 Вт(м2[pic]
где λж – коэффициент теплопроводности воды Вт(м[pic].
Рассчитывают количество трубок в трубной решетке
Принимаем ромбическое расположение труб в трубной решетке. По табл.
прил. 1 находим действительное значение количества труб в решетке n =
и относительный диаметр трубной решетке dтрt = 10. Шаг между трубками
диаметром dнар = 25 мм равен t = 32 мм (см. табл. 7 прил. 2) тогда
диаметр трубной решетки будет
dтр = (dтрt)*t = 10*32 = 320 мм.
Кольцевой зазор k между крайними трубками и корпусом принимаем равным
Внутренний диаметр корпуса аппарата составит
Dа.вн = dтр + dнар + 2*k = 320+25+20 = 365 мм.
Расчетное значение внутреннего диаметра кожуха округляют до
ближайшего размера диаметра рекомендуемого ГОСТ 9617-79 из следующего
ряда: 400 500 600 700 800 900 1000 1200 1400 1600 1800 2000
00 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600 3800 4000. Принимаем
При ромбическом расположении труб число шестиугольников для
размещения труб определяется
m = [pic] - 0.5 = [pic] – 0.5 = 5.
Число труб по диагонали наибольшего шестиугольника составит
l = 2*m + 1 = 2*5 + 1 = 11.
Общее число труб в шестиугольниках будет ni = 1 + 3*m + 3*m2.
Размещение труб по концентрическим окружностям производится так
чтобы был выдержан шаг между трубками.
При радиальном шаге t радиусы окружностей будут:
Соответственно длины окружностей будут равны
Число труб на каждой окружности определится
Поверхность теплообмена в 1-й зоне
Определяют площадь межтрубного пространства для прохода пара
fм.п = [pic](Dа2.вн – n* d2нар) = [pic](042 – 91*00252) = 0081 м2.
Скорость пара в межтрубном пространстве
п = [pic] = [pic] = 2462 мс
где [p[pic] - массовый расход пара кгс.
Для вычисления коэффициента теплоотдачи от пара к трубке находят
критерий Рейнольдса для пара
Re = [pic] = [pic] = 2387769
где [pic]эквивалентный диаметр м рассчитывают
[pic] = [pic] = [pic] = 00386 м
где U = (Dа.вн + n* dнар) = 314(04+91*0025) = 83995 – смоченный
Критерий Рейнольдса соответствует установившемуся турбулентному
движению пара поэтому критерий Нуссельта будет определен по формуле
Nuп = 0023*Re0.8*Pr0.4 = 0023*238776908*1204 = 4963
где Pr – число Прандтля для пара.
Из критериального уравнения Нуссельта находят коэффициент теплоотдачи
от пара к стенке трубки
αп = Nuп * λп dэ = 4963*0030700386 = 3947 Вт(м[pic])
где λп – коэффициент теплопроводности пара Вт(м[pic].
Коэффициент теплопередачи в 1-й зоне Вт(м2[pic])
k1 = [pic] = [pic] = 33167
где [pic] = 000033 м2[pic]Вт – термическое сопротивление накипи.
Температурный напор в 1-й зоне будет найден [pic]
где[pic] - температура воды на границе между зонами [pic]
[pic] = t’’в - [pic] = [pic] = 8434[pic]
[pic]1 = [pic] = 1094 [pic].
Поверхность теплообмена 1-й зоны составит
F1 = [pic] = [pic] = 7.69 м2.
Поверхность теплообмена во второй зоне
Предполагают что во второй зоне коэффициент теплоотдачи от
внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту теплоотдачи в
первой зоне. Это допустимо так как свойства воды во второй зоне мало
отличаются от свойств воды в 1-й зоне.
Коэффициент теплопередачи для 2-й зоны [pic] можно определить
графоаналитическим методом. Для этого предварительно находят для
различных участков перехода теплоты зависимость между удельным тепловым
потоком q и перепадом температур [pic]t.
Удельный тепловой поток от пара к стенке Втм2
где [pic] = 134(5700+56* ts-009* t2s) = 134(5700+56*160-009*1602)
= 1655704 – безразмерный коэффициент;[pic]hтр = 4 м – предполагаемая
высота трубок (hтр = 1;15;2;3;4;6;9 м); [pic]1 = tп - tст1 –
температурный перепад между паром и наружной стенкой трубки [p tст1
– температура на наружной поверхности стенки трубки [pic].
q1 =[pic] = 396093 кВтм2.
Задаются рядом значений [pic]1 и вычисляют соответствующие им
величины [pic] и q1 (табл. 1). По полученным данным строят кривую
[pic]1 = f(q1) (рис. 1).
Таблица для построения кривой[pic]1 = f(q1)
[pic]1 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 [pic] 56 95
8 159 188 216 242 267 292 316 339 q1 658 1107
Определяют плотность теплового потока через стенку кВтм2
q2 = 0001*[pic]*[pic]2
где [pic]2 = tст1 – tст2 – температурный перепад между стенками
трубки [p tст2 – температура на внутренней поверхности стенки [pic].
Задаваясь значениями[pic]2 вычисляют соответствующие им величины q2
(табл. 2) и строят кривую [pic]2 = f(q2) (рис. 1).
Таблица для построения кривой [pic]2 = f(q2)
[pic]2 1 2 3 4 5 6 7 10 20 q2 39 78 117 156 195 234
Удельный тепловой поток через накипь кВтм2
где [pic]3 = tст2 – tнак – температурный перепад между накипью и
внутренней поверхностью стенки [p tнак – температура на поверхности
Задаваясь значениями[pic]3 вычисляют соответствующие им величины q3
(табл. 3) и строят кривую [pic]3 = f(q3) (рис. 1).
Таблица для построения кривой [pic]3 = f(q3)
[pic]3 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 q3 303 606 909
Удельный тепловой поток от стенки к воде кВтм2
q4 = 0001* αж*[pic]4
где [pic]4 = tнак – tв – температурный перепад между накипью и водой
Задаваясь значениями[pic]4 вычисляют соответствующие им величины q4
(табл. 4) и строят кривую [pic]4 = f(q4) (рис. 1).
Таблица для построения кривой [pic]4 = f(q4)
[pic]4 10 20 30 31 32 33 34 35 40 q4 797 1594 2392
Средний температурный напор во 2-й зоне [pic]
[pic]2= [pic] = [pic] = 1039 [pic].
Отсюда средний удельный тепловой поток кВтм2
q2 = 0001*[pic]*[pic]2 = 0001*[pic]104 = 3536.
Складывая ординаты четырех зависимостей строят суммарную зависимость
[pic] от q (рис. 1).
Таблица для построения кривой [pic] = f(q)
q 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 [pic] 116
На оси ординат из точки соответствующей [pic]2 проводим прямую
параллельную оси абсцисс до пересечения с кривой [pic] = f(q). Из точки
пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим фактическое
значение удельного теплового потока qгр кВтм2.
Полная разность температур между теплоносителями
[pic] = [pic]1 + [pic]2 + [pic]3 + [pic]4 = 31 + 4 + 50 + 19 =
Графическое значение удельного теплового потока qгр = 153 кВтм2.
Коэффициент теплопередачи во 2-й зоне будет найден
k2 = [pic] = [pic] = 147115 Вт(м2[pic]).
Поверхность теплообмена во второй зоне м2
F2 = [pic] = [pic] = 9875 м2.
Суммарная поверхность теплообмена м2
F = F1 + F2 = 769 + 9875 =10644.
Общая длина трубок м
L = [pic] = [pic] = 1552
где [pic] - средний диаметр трубок [pic] = 0024 м.
Число ходов подогревателя
Z = Lhтр = 15524 = 388.
Принимаем четырех ходовой подогреватель.
Общее число трубок подогревателя составит
nтр = n*Z = 91*4 = 364 шт.
Для определения диаметра корпуса необходимо пересчитать размеры
трубной решетки. Поскольку аппарат четырехходовой необходимо
предусмотреть место для перегородок и анкерных связей и в каждом ходе
разместить по 91 трубке.
7 и относительный диаметр трубной решетки dтрt = 20. Шаг между
трубками диаметром dнар = 25 мм равен t = 32 мм (см. табл. 7 прил. 2)
тогда диаметр трубной решетки будет
dтр = (dтрt)*t = 20*32 = 640 мм.
Dа.вн = dтр + dнар + 2*k = 640+25+20 = 685 мм.
Внутренний диаметр многоходового теплообменника определяют с учетом
размещения перегородок в распределительной камере и руководствуются
рекомендациями ГОСТ 9929-79 13202-77 13203-77. Принимаем Dа.вн = 700
Определяют площадь межтрубного пространства без учета перегородок для
fм.п = [pic](Dа2.вн – n* d2нар) = [pic](072 – 367*00252) = 0205
Коэффициент учитывающий сужение живого сечения межтрубного
Расстояние между сегментными перегородками м
lс = [pic] = [pic] = 134.
Эквивалентная длина пути теплоносителя м
Lэкв = lс + [pic] - [pic] = 134 + 07 - [pic]*014 = 185 м
где [pic] = [pic](04-02) = 07*02 = 014 м – расстояние от края
сегментной перегородки до корпуса аппарата.
Площадь живого сечения межтрубного пространства с учетом перегородок
fпр = [pic] = [pic] = 0083 м2.
где[p ρп – плотность пара кгм3.
Re = [pic] = [pic] =64657
[pic] = [pic] = [pic] = 00107 м
где U = (Dа.вн + n* dнар) = 314(07+367*0025) = 31 – смоченный
Nuп = 0023*Re0.8*Pr0.4 = 0023*6465708*1204 = 1745
αп = Nuп * λп dэ = 1745*0030700107 = 501 Вт(м[pic])
k1 = [pic] = [pic] = 40378
Считаем что температурный напор в 1-ой зоне не изменится[pic] =
94[pic] тогда поверхность теплообмена 1-й зоны составит:
F1 = [pic] = [pic] = 632 м2.
Так как температурный напор во 2-ой зоне не изменится[pic] = 104
[pic] то коэффициент теплопередачи останется прежним k2 = 147115
Вт(м2[pic]) а следовательно поверхность теплообмена также не изменится
F = F1 + F2 = 632 + 9875 =10507.
Длина трубок м в одном ходу
hтр =[pic] = [pic] = 38.
По ГОСТ 15122-79 принимаем четырехходовой подогреватель с внутренним
диаметром кожуха[pic] = 700 мм диаметром трубок d = 25[pic]2 длиной
трубок hтр = 4 м поверхностью теплообмена F = 110 м2 площадью
проходного сечения в трубном пространстве fт.п = 015 м2 в межтрубном -
3.1. Расчет мощности необходимой для перемещения воды через
Этот расчет определяет количество энергии затраченной на движение
теплоносителей через аппарат. Гидравлическое сопротивление пароводяных
теплообменников по межтрубному пространству как правило не
определяется так как его значение вследствие небольших скоростей и малой
плотности пара мало.
Полный напор Р необходимый для движения жидкости или газа через
теплообменник определяется по следующей формуле Па
где [p [pic] - сумма
потерь напора в местных сопротивлениях Па; [pic] - сумма потерь напора
обусловленных ускорением потока Па; [pic] - перепад давления для
преодоления гидростатического столба жидкости Па.
Гидравлические потери на трение в каналах при продольном омывании
пучка труб теплообменного аппарата определяются по формуле Па
суммарная длина трубок м; [pic] - эквивалентный диаметр равный
внутреннему диаметру трубок м; ρ - плотность воды кгм3; – средняя
скорость воды на данном участке мс.
Коэффициент сопротивления трения для чистых труб можно рассчитать по
[pic] = 000226*[pic] = 19835 Па.
Гидравлические потери давления Па в местных сопротивлениях
определяются по формуле
[pic] = *[pic] = 15*[pic] = 189245
где – коэффициент местного сопротивления его находят как сумму
сопротивлений каждого элемента подогревателя ( = 15).
Потери давления Па обусловленные ускорением потока вследствие
изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала
определяется по формуле
где 1 и 2 – скорости теплоносителя во входном и выходном сечениях
потока соответственно мс; ρ1 и ρ2 – плотности теплоносителя во входном
и выходном сечениях потока соответственно кгм3.
Так как для капельных жидкостей потери давления [pic] ничтожно малы
то они в расчет не принимаются ([pic] = 0).
Перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости
равен нулю ([pic] = 0) так как данный подогреватель не сообщается с
Полный напор необходимый для движения воды через аппарат:
Р = [pic] + [pic] = 19835 + 189245 = 387595 Па.
Мощность необходимая для перемещения воды через подогреватель:
где [p = 085 – коэффициент полезного
3.2. Расчет диаметров патрубков
Для определения размеров патрубков для воды (входной и выходной
патрубки) вычисляют площадь сечения патрубка
Тогда диаметр патрубка
Для определения диаметра входного патрубка пара задаются скоростью
пара на входе в патрубок [pic] = 35 мс и рассчитывают площадь сечения
Тогда диаметр входного патрубка для ввода пара
где Dп – массовый расход пара кгс; [pic] - плотность пара при средней
температуре пара кгм3.
Скорость конденсата в выходном патрубке принимают равной[pic] = 3
мс. Плотность конденсата находят при температуре насыщения пара ts по
табл. 1 прил. 2 ([pic] = 9074 кгм3).
Площадь сечения патрубка
Тогда диаметр патрубка для выхода конденсата
Находят размеры патрубка для откачки воздуха. Принимают расход
воздуха Gвоз = 005*[pic] = 005*7358 = 037 кгс скорость воздуха
где [pic]= 0798 кгм3 - плотность воздуха при средней температуре пара
(принимают по табл. 3 прил. 2).
Тогда диаметр патрубка для откачки воздуха
4. Механический расчет подогревателя
Механический расчет предполагает расчет основных узлов и деталей
аппарата на прочность. Конструкция и элементы аппаратов должны
рассчитываться на наибольшее допускаемое рабочее давление с учетом
возможных температурных напряжений особенностей технологии изготовления
деталей агрессивности действия рабочей среды и особенностей
4.1. Расчет толщины стенки кожуха
Толщина обечайки рассчитывается по формуле
где [p [pic] – внутренний диаметр
- номинальное допустимое напряжение МПа принимается в зависимости от
марки стали и температуры стенки по табл. 9 прил. 1; С – поправка на
коррозию равна 2-8 мм в зависимости от скорости коррозии материала
Принимаем толщину обечайки 2 мм.
4.2. Расчет толщины эллиптического днища
Исходя из условия технологичности изготовления предварительно
принимают д = 2к = 4 мм тогда толщина стенки днища имеющего
отверстие определяется по выражению м
наибольший диаметр неукрепленного отверстия м; [pic] - высота выпуклой
Условия применимости этой формулы:
Принимаем толщину эллиптического днища д = 10 мм и проверяем
условие т. е. [pic] Как видно условие выполнено.
4.3. Расчет трубной решетки
Расчетное давление МПа при расчете трубной решетки выбирается по
большему из трех следующих значений:
Рр = (06 + 04*α)*(Рм – Рт) – ρ*( Рт – 06* Рм) + [pic]
Рр = (06 + 04*α + 06*ρ)*Рм.п
Рр = (06 + 04*α + ρ)*Рт.п
где Рм Рт – давления в межтрубном и трубном пространствах
соответственно МПа; Рм.п = 15 Рм Рт.п = 15 Рт – пробное давление при
гидравлическом испытании в межтрубном пространстве и в трубах МПа; ρ –
отношение жесткости трубок к жесткости кожуха; [pic] - расчетный
температурный коэффициент; k – модуль упругости системы трубок МПам; l
– расчетная длина корпуса равная длине труб м; α – коэффициент
Коэффициент выражающий отношение жесткости трубок к жесткости
кожуха находят по формуле
где [pic] - модули упругости материала трубок и кожуха (для латуни –
78*105МПа; для стали – 2058*105МПа); [pic] [pic] - площади сечения
стенок трубок и кожуха м2.
Площадь сечения стенок трубок м2 рассчитывают:
где [p dвн dнар – внутренний и наружный
Площадь сечения стенок кожуха м2
Расчетный температурный коэффициент находят по формуле
Где [p [pic] - коэффициенты
линейного удлинения трубок и кожуха соответственно для стали они равны
Температуру кожуха принимают на 70-85 [pic] ниже [pic]
Модуль упругости системы трубок МПам рассчитывают
где [pic] = [pic]внутренний радиус корпуса м.
Коэффициент перфорации определяют по формуле
Тогда расчетные давления МПа будут найдены по формулам:
Рр = (06 + 04*0604)*(058 – 0144) – 629*( 0144 – 06* 058) +
Рр = (06 + 04*0604 + 06*629)*15*058 = 402;
Рр = (06 + 04*0604 + 629)*15*0144 = 154.
Принимаем расчетное давление Рр = 6855 МПа.
Толщину трубной решетки рассчитывают:
р = [pic]= [pic]=0008 м.
Принимаем толщину трубной решетки р = 10 мм.
Изгибающий момент распределенный по контуру решетки:
безразмерного параметра = [p Т и [pic] - вспомогательные
Коэффициент системы «решетка – трубки» 1м
где [pic] - жесткость трубной решетке при изгибе Н*м
[pic] - расчетный коэффициент перфорации.
Значения коэффициентов:[pic]
Вспомогательные коэффициенты
где [pic] = [pic] - толщина полки фланца м.
Коэффициент податливости системы «кожух – решетка»
Жесткость фланцевого соединения
где [p [pic] = a + 0005 = 035 +
05 = 0355 – расстояние от центра тяжести сечения фланца до оси
Перерезывающая сила распределенная по контуру трубной решетки:
Максимальный изгибающий момент в трубной решетке
характеристика заделки решетки; = 971 – безразмерный параметр.
Характеристика заделки решетки определяется по формуле
Проверяем напряжение от изгиба в трубной решетке
где [p [pic] м – шаг разбивки
отверстий в трубной доске;
Полученное напряжение от изгиба в трубной решетке превышает
допускаемое напряжение поэтому увеличиваем толщину трубной доски до р =
мм и делаем перерасчет по вышеуказанной методике.
Расчетный коэффициент перфорации.
Коэффициент жесткости перфорированной решетки
Коэффициент жесткости трубной решетки
Жесткость трубной решетки при изгибе
Коэффициент системы «решетка – трубки»
где [pic] = р – 0003 = 003-0003 = 0027– толщина полки фланца м.
Вспомогательные величины:
Полученный результат подтверждает соответствие действительного
напряжения от изгиба допускаемому напряжению.
Н. М. Веселова В. М. Фокин Тепломассообменное оборудование
предприятий: методические указания к курсовому и дипломному
проектированию для студентов специальности «Энергообеспечение
предприятий» ВолгГАСУ. – Волгоград 2006. – 118 с.
В. М. Фокин Н. М. Веселова Тепломассообмен: учебное пособие;
ВолгГАСУ. - Волгоград 2007. – 108 с.

теплообменник.dwg

Таблица штуцеров и люков
Отбор пробы жидкости
Техническая характеристика
Минимальная допускаемая
температура стенки при
давлении среды свыше
Температура кипения среды
прогрева охлаждения стенок
Поверхность теплообменника м
Масса аппарата при гидро-
Циклогексан циклогексанан
циклогексанол одно и двух
Коррозийная токсичная
взрывоопасная пожароопасная
В наплавленном металле сварного шва должно быть огра-
ничение (не более 3%) содержание феритной фазы
давлением 20 кгссм (20 МПа): Швы приварки колец
Аппарат испытать гидравлически в горизонтальном положении
укрепляющих-пневматически давлением 4-6 кгссм (04-06)
При пересечении внутренними устройствами кольцевых и
продольных швов усилие этих швов должно быть зачищено
западлицо с обеспечением коррозийной стойкости зачищенного
шва или деталей сделать выемку в местах прилегания
* Размеры для справок
Предельные отклонения размеров по 8 кл.
Изготовить согласно ОСТ 26-291-74
Коллектора должны быть в одной горизонтальной плоскости.
Отклонение от горизонтальности допускается не более 5 мм
Шероховатость обрабатываемых поверхностей деталей Б4 не ниже Rz80
Маркировать согласно РТМ 2-73
ной циркуляцией и вынесенной
Аппарат выпарной с естествен-
Сварные соединения контролировать ренгенопросвечиванием
Аппарат испытать на прочность и плотность гидравлически в
остальные детали - из стали Ст3сп. ГОСТ 380-71
раствором изготовить из стали 1Х18Н10Т ГОСТ 5632-72
Корпус аппарата и детали соприкасающиеся с упариваемым
При изготовлении аппарата руководствоваться ОСТ 26-291-71
Крышка греющей камеры
Труба циркуляционная
Корпус греющей камеры
Размеры для справок.
в объеме 100% по ОСТ 26-291-71
горизонтальном положении под давлением 09 МПа
Технические требования
раствор Na OH в межтрубном пространстве - насыщенный
Аппарат предназначен для упариваеия Na OH от начальной
Производительность по исходному раствору 4000 кгс
Объем (номинальный) аппарата 957 м межтрубного
Среда в аппарате и трубном пространстве - водный
Максимальная температура греющего пара - 1548 С
водяной пар и его конденсат.
концентрации 12 масс.%
Абсолютное давление в аппарате 05 МПа
Поверхность теплообмена 25 м
Для выравнивания давления
Для термометра сопротивления
Соединение с атмосферой
Вход вторичного пара
Аппарат и его детали изготовлены из легированной стали
гидроксиламинсульфата
выводов см. на схеме.
Действительное расположение штуцеров люков вводов
Аппараты включены в схему последовательно
4577 соответствующей марке DIN 17440
Крепление привода мешалки
провавых актов Республики Беларусь 2000 г. N 82138)
опасных производственных объектов" (Национальный реестр
Беларусь от 10 января 2000 года "О промышленной безопасности
Аппарат соответствует требованиям Закона Республики
Аппарат действующий изготовлен и поставлен по контракту
Аппарат предназначен для синтеза гидроксиламинсульфата
от начальной концентрации Н SO
Производительность до 0.25 тч ГАС
Давление в аппарате максимальное рабочее 0065 МПа
Температура суспензии 45 С
Среда в аппарате агресивная и токсичная
Выход оборотной воды
Схема расположения штуцеров люков вводов
Для фонаря подсветки
Для датчика температуры
Ввод жидкости и паров
Емкость номинальная - 236 м
Производительность 284 кгс по исходней смеси
Давление в колонне -6 КПа верха; 40КПа низа
Аппарат предназначен для разделения смеси циклогексанол
начальной концентрации 45% циклогексана
Температура абсорбции -верха 73 С; куба 132 С
Среда в аппарате токсичная
требования безопасности".
б) в вертикальном положении - наливом
Не указанный вылет штуцеров - 150 мм
При изготовлении испытании и поставке аппарата должны
а) ГОСТ 12.2.003-74 "Оборудоване производственное. Общие
б) ОСТ 26-291-79 "Сосуды и аппараты стальные сварные.
Материал тарелок и частей колонны АS+41(DIN)
Материал прокладки - паронит ПМБ ГОСТ 15180-86
а) в горизонтальном положении - давлением 020 МПа;
Аппарат испытать на прочность и плотность гидравлически:
Сварные соединения должны соответствовать требованиям
ОСТ 26-01-82-77 "Сварка в химическом машиностроении".
Сварные швы в объеме 100% контролтровать ренгеносвечением.
Действительное расположение штуцеров цапф штырей
Технические требования".
Число тарелок-80 шт.
Тип тарелок-ситчатые
выполняться требования:
Схема расположения штуцеров
Для датчика давления
Абсорбционная колона
остальные элементы колонны из стали Ст 3 сп ГОСТ 380-71
поглотителем ГОСТ 5949-75
Материал тарелок и частей колонны соприкосающихся с
водой от начальной концентрации 12% (объем.)
Аппарат предназначен для абсорбции паров ацетона
Опора цилиндрическая
Схема расположения штуцеров цапф штырей
Приспособление для вы-
Тип тарелок-колпачковые
Температура абсорбции 35 С
Давление в колонне 015 МПа
Производительность 5400 мч
Емкость номинальная 72 м
Для замера температуры
Для камеры уровнемера
Для регулятора уровня
Распредилительная камера
Рабочее давление МПа
Поверхность теплообмена м
Материал деталей аппарата сталь Ст3 ГОСТ 380-71.
Материал прокладок - паронит ПОН-1 ГОСТ 481-71.
горизонтальном положении под давлением:
а) Межтрубное пространство - 03 МПа;
б) Трубное пространство - 09 МПа;
КР-206807 6-140106-01-2010