close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

2819.Расчет и проектирование теплообменников

код для вставкиСкачать
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
А. Н. ОСТРИКОВ, А. В. ЛОГИНОВ,
А. С. ПОПОВ, И. Н. БОЛГОВА
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
ГОУВПО
«ВОРОНЕЖСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ АКАДЕМИЯ»
А. Н. ОСТРИКОВ, А. В. ЛОГИНОВ,
А. С. ПОПОВ, И. Н. БОЛГОВА
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Рекомендовано
Учебно-методическим объединением по образованию в области
технологии продуктов питания и пищевой инженерии
в качестве учебника
для студентов высших учебных заведений, обучающихся по направлению подготовки дипломированных специалистов 260600 –
«Пищевая инженерия», 260200 – «Производство продуктов питания
из растительного сырья» и бакалавра техники и технологии по направлению 260100 – «Технология продуктов питания»
Воронеж 2011
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
УДК 664.002.5 (075.8)
ББК Л 81 – 5 я 7
Р24
Научный редактор профессор А.Н. ОСТРИКОВ
Рец е нз ен ты:
кафедра машин и аппаратов пищевых производств
Орловского государственного технического университета;
д-р техн. наук К.К. ПОЛЯНСКИЙ
(Воронежский государственный аграрный университет им. К.Д. Глинки)
Р24
Расчет и проектирование теплообменников [Текст] : учебник/
А. Н. Остриков, А. В. Логинов, А. С. Попов, И. Н. Болгова; Воронеж. гос. технол. акад. – Воронеж : ВГТА, 2011. – 427 с.
ISBN 978-5-89448-810-3
Учебник написан в соответствие с требованиями ГОС ВПО подготовки выпускников по направлению 260100.62 – «Технология продуктов питания» и специальностям
260601.65 – «Пищевая инженерия», 260201 – «Производство продуктов питания из растительного сырья».
Приведены основные расчетные зависимости и последовательность выполнения
теплового, конструктивного и гидравлического расчетов рекуперативных теплообменных
аппаратов пищевой промышленности, правила и примеры выполнения курсовых проектов.
Р
401010000-12
ОК 2 (03) - 2011
ISBN 978-5-89448-810-3
Без объявл.
УДК 664.002.5 (075.8)
ББК Л 81 – 5 я 7
 Остриков А.Н., Логинов А.В.,
Попов А.С., Болгова И.Н., 2011
 ГОУВПО «Воронеж. гос.
технол. акад.», 2011
Оригинал-макет данного издания является собственностью Воронежской государственной технологической академии, его репродуцирование (воспроизведение) любым
способом без согласия академии запрещается.
2
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие………………………………………………….......
Введение в дисциплину…………………………………….…...
1. Тепловой расчет теплообменников…………………….…...
1.1. Определение тепловой нагрузки аппарата…………….…
1.2. Определение расходов и температур теплоносителей….
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. Расчет коэффициентов теплоотдачи и коэффициента
теплопередачи. Приближенный расчет………………
1.7. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи.
Окончательный выбор теплообменного аппарата……
1.8. Обозначение теплообменных аппаратов……………...
1.8.1. Кожухотрубчатые теплообменные аппараты…………
1.8.2. Теплообменники типа «труба в трубе»……………….
1.8.3. Пластинчатые теплообменные аппараты……………..
1.8.4. Спиральные теплообменные аппараты………………..
1.8.5. Другие виды теплообменных аппаратов……………...
1.9. Расчет толщины слоя изоляции аппарата……………..
2. Конструкторский 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. Выбор конструкторской схемы поперечных
перегородок и расстояния между ними. Отбойники…
2.4. Выбор распределительных камер, крышек и днищ
аппарата……………………………………………………
2.5. Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок
и крепежных элементов…………………………………...
2.6. Проверка необходимости установки компенсирующего
устройства. Выбор его конструкции……………………..
2.7. Опоры аппаратов и устройства для строповки………….
2.8. Трубопроводы, запорные устройства и КИП……………
3. Гидравлический расчет……………………………………....
3.1. Коэффициенты гидравлического трения и местных
5
6
9
9
10
11
14
14
21
38
40
40
48
52
60
63
66
70
72
74
84
87
90
93
99
102
104
3
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
сопротивлений……………………………………………...
3.2. Зависимости для расчета гидравлического сопротивления при поперечном обтекании пучка труб, в каналах
пластинчатых и спиральных теплообменников………………..
3.3. Расчет сопротивлений трубопровода и включенных в
него аппаратов……………………………………………..
3.3.1. Разбивка трубопровода насосной установки на
участки: всасывающая линия, участок напорного
трубопровода от насоса до теплообменника,
теплообменник, участок напорного трубопровода от
теплообменника до конечной точки………………….
3.3.2. Определение геометрических характеристик
участков трубопровода, скоростей и режимов
движения в них теплоносителя………………………..
3.3.3. Расчет сопротивлений трубопроводов и аппаратов,
включенных в них……………………………………...
3.4. Определение требуемого напора насоса…………………
3.5. Выбор типа и марки насоса……………………………….
3.6. Построение характеристик насоса и трубопровода.
Определение рабочей точки насоса……………………….
4. Правила выполнения курсового проекта………………….
4.1. Объем и содержание пояснительной записки…………...
4.2. Объем и содержание графической части проекта……….
4.3. Обозначение документов курсового проекта……………
5. Примеры выполнения проектов……………………………
5.1. Расчет кожухотрубчатого конденсатора перегретых
паров………………………………………………………..
5.2. Расчет двухсекционного пластинчатого охладителя……
5.3. Расчет спирального теплообменного аппарата………….
5.4. Расчет трехсекционного оросительного холодильника…
5.5. Расчет комбинированного конденсатора-холодильника..
5.6. Расчет теплообменного аппарата типа «труба в трубе»...
Заключение……………………………………………………….
Библиографический список……………………………………
Приложения……………………………………………………….
4
106
111
116
116
117
118
118
119
119
121
121
126
130
131
131
188
237
283
325
371
416
418
420
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Предисловие
Учебник предназначен для студентов дневной и безотрывной форм обучения III-V курсов, для студентов высших учебных
заведений, обучающихся по направлениям подготовки дипломированных специалистов 260600 – «Пищевая инженерия», 260200
– «Производство продуктов питания из растительного сырья» и
бакалавров техники и технологии по направлению 260100 –
«Продукты питания из растительного сырья».
Он способствует закреплению теоретических знаний раздела «Тепловые процессы» дисциплины «Процессы и аппараты
пищевых производств» и получению практических навыков выполнения теплового, конструкторского и гидравлического расчетов рекуперативных теплообменных аппаратов, анализу влияния
гидродинамических условий эксплуатации теплообменных аппаратов на интенсивность протекающих в них процессов и на необходимые для этого энергозатраты.
Учебник состоит из пяти разделов: тепловой расчет; конструкторский расчет; гидравлический расчет; правила выполнения
курсового проекта; примеры выполнения проектов.
5
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Введение в дисциплину
Разработка и внедрение прогрессивных технологий и перспективного оборудования в пищевой промышленности связаны
с формированием новых знаний и идей, технологическим освоением научных открытий, изобретений, результатов исследований
и разработок, а также с другими видами инновационной научнотехнической деятельности.
Процессы тепловой обработки сырья пищевых продуктов и
полуфабрикатов являются неотъемлемой и важнейшей частью
большинства технологических процессов пищевых производств.
Задачи тепловой обработки пищевых продуктов разнообразны и в
зависимости от целей достигаются с помощью следующих тепловых процессов: нагревание и охлаждение однофазных и многофазных сред (однородных жидкостей, растворов, суспензий,
эмульсий, бинарных и многокомпонентных смесей); конденсация
паров однородных жидкостей (воды, аммиака, фреона) и их смесей (водоспиртовых паров); кипение жидкостей (воды, высококонцентрированных растворов и сложных неоднородных систем)
и др.
Теплообмен между горячими и холодными средами (теплоносителями) часто происходит при следующих сочетаниях тепловых процессов: нагревание холодной среды за счет охлаждения
горячей; нагревание среды за счет теплоты конденсации греющего пара; кипение жидкости за счет охлаждения горячей среды;
кипение жидкости за счет теплоты конденсации греющего пара.
Классификация теплообменных аппаратов. Теплообменные аппараты имеют разнообразное конструктивное оформление, которое зависит от характера и условий протекающих в
них процессов. В связи с разнообразием требований в промышленности используются теплообменные аппараты различных типов, которые классифицируются:
– по назначению: для проведения теплопередачи без изменения агрегатного состояния рабочей среды (нагреватели, охладители), проведения теплопередачи с изменением агрегатного
состояния рабочих сред (испарители, кипятильники, конденсаторы), одновременного проведения технологического процесса
6
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
и теплопередачи (реакторы, абсорберы и др.);
– роду рабочих сред: паро-жидкостные; жидкостножидкостные; газо-жидкостные; газо-газовые;
– взаимному направлению движения рабочих сред: прямоточные, в которых обе среды движутся в одном направлении;
противоточные – обе среды движутся в противоположных направлениях; перекрестного тока – обе рабочие среды движутся во
взаимно перпендикулярных направлениях; смешанного тока, в
которых направления потоков рабочих сред возможны в различных сочетаниях (прямоток и противоток);
– характеру температурного режима в теплообменных
аппаратах: аппараты с установившимся тепловым режимом, в
которых температура рабочей среды на данном участке поверхности теплообмена с течением времени не изменяется (теплообменники непрерывного действия); аппараты с неустановившимся
тепловым режимом, в которых температура рабочей среды на
данном участке поверхности теплообмена изменяется с течением
времени (теплообменники периодического действия);
– конструктивному признаку: типа «труба в трубе», кожухотрубчатые, ламельные, пластинчатые, змеевиковые, спиральные, пластинчато-ребристые, оросительные, специальные (аппараты с рубашками, ребристые аппараты), комбинированные и др.
– принципу действия: рекуперативные (в них теплоносители
разделены стенкой и теплота передается от одного теплоносителя
к другому через эту стенку), регенеративные (в них рабочая поверхность попеременно омывается различными теплоносителями: при омывании одним из теплоносителей она нагревается за
счет его теплоты; при омывании ее другим теплоносителем она
охлаждается, передавая теплоту последнему) и смесительные, в
которых передача теплоты происходит при непосредственном
соприкосновении и смешении теплоносителей.
Основной задачей расчета поверхностных теплообменных
аппаратов является определение величины и конфигурации разделяющей поверхности – площади поверхности, геометрических
размеров ее элементов и энергозатрат на осуществление прокачки теплоносителей через аппарат.
Тепловые расчеты производят совместно с гидравлически7
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ми и конструктивными, и на основе всех этих расчетов подбирают наиболее подходящие конструкции теплообменных аппаратов.
В учебнике представлена структура и примеры комплексного расчета рекуперативных теплообменных аппаратов, включающие как выбор конструкции и элементов аппарата, так и насоса для транспортировки рабочей среды через него.
8
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Цель теплового расчета – определение необходимой площади теплопередающей поверхности, соответствующей при заданных температурах оптимальным гидродинамическим условиям процесса, и выбор стандартизированного теплообменника. Из
основного уравнения теплопередачи
F = Q / ( K ∆tср ) ,
(1.1)
где F – площадь теплопередающей поверхности, м2; Q – тепловая
нагрузка аппарата, Вт; К – коэффициент теплопередачи,
Вт/(м2·К); ∆tср – средний температурный напор, К или °С.
1.1. Определение тепловой нагрузки аппарата
Для обогрева теплообменных аппаратов в качестве горячих
теплоносителей в пищевой промышленности используют водяной пар, пары органических веществ (спиртов) и жидкие теплоносители (рассолы, органические вещества, масла, воду и т. п.).
Обычно нагревают жидкие и газообразные теплоносители (различные продукты и полуфабрикаты, воду, воздух и т. п.). В некоторых процессах теплоноситель переходит в твердое состояние
(вымораживание, кристаллизация) или обратно превращается в
жидкое или газообразное (плавление, сублимация).
Температуру горячего теплоносителя обозначают буквой Т,
холодного – t. Индекс "н" соответствует температуре, расходу
или другой величине, характеризующей теплоноситель на входе в
аппарат, индекс "к" – на выходе из аппарата. Рассмотрим случай
обогрева аппарата перегретым паром с последующим охлаждением его до температуры насыщения Тнас, конденсацией и охлаждением конденсата до некоторой конечной температуры Тк.
Тепловые нагрузки по зонам
Q1 = D ( I п − I н ) ,
(1.2)
Q2 = D ( I н − I к ) = D r ,
(1.3)
Q3 = Dск (Т нас − Т к ) ,
(1.4)
где D –массовый расход пара, кг/с; Iп, Iн, Iк – удельная энтальпия
9
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
соответственно перегретого пара, насыщенного пара и конденсата, Дж/кг; r – удельная теплота конденсации пара, Дж/кг; ск –
средняя удельная теплоемкость конденсата, Дж/(кг·К).
Общая тепловая
нагрузка аппарата в
этом случае определиться как сумма тепловых нагрузок в каждой зоне (рис. 1.1).
При эксплуатации
теплообменных
аппаратов в различных
отраслях пищевой промышленности для их
Рис. 1.1. Характер изменения температуры обогрева может быть
горячего теплоносителя вдоль поверхноиспользована теплота
сти: I – зона охлаждения пара; II – зона
первой и второй, втоконденсации; III – зона охлаждения конрой
и третьей или отденсата
дельно каждой из зон
аппарата. Необходимо, однако, помнить, что применение второй
зоны (конденсация пара) обеспечивает максимальное получение
теплоты. Например, 1 кг пара при давлении 0,2 МПа, конденсируясь, выделяет 2208 кДж теплоты, температура образовавшегося
конденсата при этом равна температуре пара. Далее, охлаждаясь
на 1 К, 1 кг конденсата выделяет 4,186 кДж теплоты, т. е. в 500 с
лишним раз меньше. При охлаждении перегретого пара теплоты
выделяется еще меньше.
1.2. Определение расходов и температур теплоносителей
Неизвестные расходы или температуры теплоносителей, а
также потери теплоты в окружающую среду определяют из уравнения теплового баланса
Qгор = Qхол + Qпот .
(1.5)
На рис. 1.2 показан характер изменения температур теплоносителей [34] при нагревании холодного теплоносителя от тем-
10
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
пературы tн до tк теплотой, выделяющейся при охлаждении перегретого пара, его конденсации и охлаждении конденсата. В общем случае температура теплоносителей в теплообменных аппаратах изменяется нелинейно, поэтому прямолинейное изменение
температуры на рис. 1.2 показано условно – для простоты изображения.
Общая тепловая нагрузка:
Q = Q1 + Q2 + Q3 , (1.6)
Рис. 1.2. Изменение температур теплоносителей вдоль поверхности: I – зона
охлаждения пара; II – зона конденсации;
III – зона охлаждения конденсата
Q = Gхол схол ( tк − tн ) χ ,
где Gхол и схол – соответственно массовый расход
и средняя удельная теплоемкость холодного теплоносителя,
кг/с
и
χ
=
Дж/(кг·К);
1,03…1,05 – коэффициент, учитывающий поте-
ри теплоты в окружающую среду.
Для определения температур холодного теплоносителя при
переходе его из одной зоны в другую (tх, ty) составляют уравнения теплового баланса по зонам:
Q1 = Gхол схол tк − t y ,
(
(
)
)
Q2 = Gхол схол t y − tх ,
(1.7)
Q3 = Gхол схол ( tх − tн ) .
1.3. Расчет температурного режима теплообменника
Цель расчета – определение средней разности температур
∆tср и средних температур теплоносителей tcр1 и tср2. Для этого
надо установить характер изменения температур теплоносителей
и выбрать схему их движения с учетом обеспечения наибольшей
средней разности температур, наилучшего использования теплоты рабочих сред и создания наиболее благоприятных условий
11
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
теплопередачи. Для аппаратов с поверхностью теплообмена, образованной пучками труб, необходимо знать, какой поток пропускать по трубам, а какой – в межтрубном пространстве.
В общем случае в межтрубное пространство следует направлять более вязкий теплоноситель, считая вязкость при фактической
рабочей температуре в аппарате. Если среда может вызвать интенсивную коррозию поверхности теплообмена, ее надо пропускать
через трубное пространство, несмотря на повышенную вязкость.
Поток, имеющий повышенное рабочее давление, целесообразно
также направлять через трубное пространство из соображений
прочности и экономичности конструкции, поскольку в этом случае
удовлетворяется общее правило конструирования: нагружать более высоким давлением детали меньшего размера.
Среды, дающие загрязнение поверхности нагрева
(осаждение взвешенных частиц из охлаждающей воды,
коррозионные отложения, поРис. 1.3. Схема движения
лимерные отложения из углетеплоносителей
водородных теплоносителей и
т. п.), следует пропускать в трубное пространство, которое легче
подвергается периодической чистке. Для определения среднего
температурного напора ∆tср в случае противотока рекомендуется
следующая схема расчета (рис. 1.3):
∆t
∆t + ∆tм
Если б ≤ 2 ,
то
∆tср = б
.
(1.8)
∆tм
2
∆t
∆t − ∆tм
Если б > 2 , то
∆tср = б
.
(1.9)
∆tб
∆tм
2,3lg
∆tм
При расчете средней разности для сложных схем движения
теплоносителей (смешанная схема, перекрестный и многократный перекрестный ток):
1) определяют средний температурный напор по формулам
(1.8) или (1.9) для противотока;
2) вычисляют вспомогательные величины Р и R:
12
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Р=
tк − tн
нагрев холодного теплоносителя
, (1.10)
=
Tн − tн разность начальных температур теплоносителей
R=
Tн − Tк охлаждение горячего теплоносителя .
=
tк − tн
нагрев холодного теплоносителя
(1.11)
Рис. 1.4. Поправочные коэффициенты ε ∆t для смешанного тока в многоходовых кожухотрубчатых теплообменниках: а – с одним ходом в межтрубном пространстве с двумя, четырьмя и шестью и более ходами в трубном
пространстве; б – с двумя ходами в межтрубном пространстве с поперечными перегородками и четырьмя ходами в трубном пространстве
Из формулы (1.10) и (1.11) следует, что всегда Р < 1. Величина R может быть больше и меньше единицы. По значениям Р и
R из соответствующего вспомогательного графика [19, 33] берется поправка ε ∆ tср = f(P, R) (рис. 1.4).
Температурный напор
∆tср = ∆tср.прот ε ∆ tср .
(1.12)
Для теплоносителя, температура которого изменяется в теплообменнике на меньшее число градусов, среднюю температуру
определяют как среднее арифметическое между начальной и конечной:
13
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
tн + tк
T +T
или tср1 = н к .
2
2
Для второго теплоносителя средняя температура:
tср 2 = tср1 ± ∆tср .
tср1 =
(1.13)
(1.14)
Если в аппарате несколько зон (охлаждение пара, конденсация, охлаждение конденсата), то температурный режим рассчитывают для каждой зоны. При ориентировочном расчете с целью
выбора конструкции аппарата обычно ошибочно принимают противоточную схему движения теплоносителей, обеспечивающую
максимальный температурный напор и соответствующую только
одноходовому аппарату. Если же выбран многоходовой аппарат,
то необходимо пересчитать температурный режим для схемы
смешанного тока.
1.4. Выбор теплофизических характеристик теплоносителей
Теплофизические свойства теплоносителей определяют при
их средних температурах из справочных и учебных пособий и
заносят в табл. 1.1.
В некоторых случаях определяющей является не средняя
температура, а, например, температура пленки конденсата, температура стенки. Для определения теплофизических характеристик теплоносителей рекомендуется пользоваться литературой из
табл. 1.2. Некоторые теплофизические свойства пищевых продуктов, полуфабрикатов и материалов представлены в [35, 43,
45], дымовых газов, органических теплоносителей, минеральных
масел, хладонов – в [4, 15].
1.5. Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата.
Выбор конструкции аппарата и материалов для его
изготовления
Для ориентировочного расчета площади поверхности аппарата коэффициент теплопередачи рекомендуется принимать по
табл. 1.3.
14
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 1.1
Теплофизические свойства теплоносителей
Пространство
и процесс
Физические величины
Обозначения *
Числовые
значения
Ссылка
на источник
Средняя температура тепло
tcр1
носителя, °С
ρ1
Плотность, кг/м3
теплоемкость,
Трубное про- Удельная
сср1
странство,
Дж/(кг·К)
λ1
охлаждение
Теплопроводность, Вт/(м·К)
(нагревание)
Кинематическая вязкость,
ν1
теплоносителя м2/с
Коэффициент
объемного
β1
расширения, К-1
Рr1
Число Прандтля
Средняя температура тепло
tcp2
носителя, °С
Плотность, кг/м3
ρ2
Межтрубное
Удельная
теплоемкость,
сср2
пространство, Дж/(кг·К)
Теплопроводность, Вт/(м·К)
λ2
нагревание
Кинематическая вязкость,
(охлаждение)
ν2
теплоносителя м2/с
Коэффициент
объемного
расширения, К-1
β2
Рr2
Число Прандтля
Индекс 1 придается горячему теплоносителю, 2 – холодному.
Ориентировочную площадь поверхности аппарата рассчитывают по формуле (1.1), произведение числа труб в аппарате на
ϑd ρ
их диаметр nd (в м) – из выражений Re =
и
µ
G
ϑ=
,
0,785 d 2 n ρ
n d = G / (0,785Re µ ) ,
(1.15)
где n – количество труб в аппарате, шт.; d – внутренний диаметр
труб в аппарате, м; G – массовый расход теплоносителя, кг/с; μ –
динамическая вязкость, Па·с; Re – число Рейнольдса.
15
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 1.2
Теплофизические свойства веществ
Физические
величины
Теплоемкость:
газ и пар,
жидкость,
раствор,
твердые тела
Теплопроводность:
газ и пар,
жидкость,
раствор,
твердые тела
Вязкость:
газ и пар,
Номера страниц в пособиях
[38]
[9]
[40]
[33]
[34]
504
503, 535
521
503-516
822-825
808, 809
808,809
-
Ном. 7
Ном. 7
-
-
764-875
755-763
741-746
751-755
637-641
-
506,533
534
505, 520
504
822-824
810,811
810,811
Ном. 8
Ном. 10
Ном. 9
Ном. 9
353-359
(376-383)*
403-412
(444-447)
927-930
924-927
918-923
642-656
-
530
822-824
Ном. 2
232-236
-
жидкость,
491, 529
806, 807
Ном. 1
раствор
492, 520
806, 807
Ном. 1
281-291
(313-314)
290, 291
(318-326)
10011004
985-1000
-
507
814,815
-
-
568-571
-
490,519
-
-
-
-
804,805
-
-
549-558,
584,565,
876-896
549-558
804,805
-
-
-
-
496-579
-
820
Ном. 21,
Ном. 22
-
682-729
333-351
817
Ном. 21,
Ном. 23
-
594-681
357-361
815
-
-
774-837,
854-896
-
Расширение
объемное
Плотность:
газ и пар,
жидкость,
488,489,
516,522,
521
раствор,
487
твердые тела
511,516,
Давление на540,543,
сыщенного пара
523
Температура
490,516,
кипения
517,539
Теплота
490,516,
конденсации
541
(испарения)
[41]
715-725
-
(*) Номера страниц с примерами расчета заключены в круглые
скобки
16
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 1.3
Ориентировочные значения коэффициентов теплопередачи К, Вт/(м2·К) [6, 34]
Вид теплообмена
От газа к газу
От газа к жидкости
От воды к воде
От жидкости к жидкости (углеводороды, масла)
От конденсирующегося водяного пара к газу
От конденсирующегося пара к воде
От конденсирующегося водяного пара к органическим жидкостям (маслам)
От конденсирующегося пара органических
веществ к воде
От конденсирующегося водяного пара к кипящему маслу
Движение
вынужденное
свободное
10-40
4-12
10-60
6-20
800-1200
140-340
120-270
30-60
10-60
6-12
800-2500
300-1200
120-340
60-170
300-800
230-460
-
500-600
Для получения высокой интенсивности теплообмена необходим турбулентный режим (Re > 104). Задаваясь числом Рейнольдса, рассчитывают nd и путем анализа этой величины выбирают конструкцию аппарата.
Пример 1. Пусть в результате расчета по (1.15) nd = 0,112 м.
Т. к. нормализованные кожухотрубчатые теплообменники имеют
трубы размером 25×2 и 38×2 мм, необходимое для них число
труб n1 = 0,112 : 0,021 = 5 шт. или n2 = 0,112 : 0,034 = 3 шт., что в
обоих случаях значительно меньше минимальных значений (nmin
= 13). Следовательно, процесс может быть осуществлен при турбулентном режиме и заданных температурных условиях только в
аппарате другой конструкции, например, типа «труба в трубе».
Пример 2. Пусть в результате расчета по (1.15) nd =0,364 м.
Принимаем трубы теплообменника диаметром 25×2 мм, тогда
n = 0,364 : 0,021 = 17 шт. По ГОСТ 15122-79 ближайшие числа
труб для одноходового теплообменника п = 13; двухходового –
n = 56:2 = 28; шестиходового – n = 194:6 = 32.
Одно из них выбираем по ориентировочному расчету площади поверхности аппарата. Пусть F = 40 м2. Одно и двухходовых теплообменников с таким значением нет (ГОСТ 15122-79),
17
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
значит, проектируемый аппарат будет шестиходовым. После такого предварительного выбора конструкции аппарата рассчитываем скорости движения теплоносителей ϑ (в м/с) в аппарате
выбранной конструкции из уравнения расхода ϑ = V / S , где V –
объемный расход теплоносителя, м3/с; S – площадь поперечного
сечения тракта, м2. Эти скорости теплоносителей должны находиться в пределах рекомендуемых (табл. 1.4).
Таблица 1.4
Рекомендуемые скорости теплоносителей в трубопроводах и каналах [4, 34]
Виды теплоносителей
Условия движения
Жидкости маловязкие (вода, бенНагнетательные линии
зин, керосин и т.п.)
Всасывающие линии
Жидкости вязкие (легкие и тяжелые масла, растворы солей, смеси
Нагнетательные линии
мороженого, молочные продукты и
Всасывающие линии
полуфабрикаты)
Жидкости маловязкие и жидкие
Самотек
Газы при большом напоре
Нагнетательные линии компрессоров
Газы при небольшом напоре
Нагнетательные линии вентиляторов, газоходы
Газы при естественной тяге
Газоходы
Пары насыщенные
(углеводородные и другие)
Пар водяной:
перегретый
насыщенный
ϑ ,м/с
1,0-3,0
0,8-1,2
0,5-1,0
0,2-0,8
0,1-0,5
15,0-30,0
5,0-15,0
2,0-4,0
Давление (в МПа):
0,005-0,02
0,02-0,05
0,05-0,10
0,10
60,0-75,0
40,0-60,0
20,0-40,0
10,0-25,0
-
30,0-60,0
20,0-30,0
Удовлетворительные значения коэффициентов теплоотдачи
можно получить при скоростях теплоносителей для жидкостей
ϑ = 1,5 м/с, для газов ϑ = 8…30 м/с [26]. Их повышение приводит к уменьшению рабочей поверхности теплообменника (из-за
увеличения коэффициентов теплоотдачи и коэффициента теплопередачи) и росту гидравлических потерь. Если теплоносители
имеют резко отличающиеся коэффициенты теплоотдачи, то ско18
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
рость теплоносителя с большим коэффициентом теплоотдачи
слабо влияет на коэффициент теплопередачи. Ее значение можно
выбрать из условия получения приемлемой площади проходного
сечения тракта или мощности устройства на его перемещение.
Поскольку массовые расходы потоков определяются тепловым балансом аппарата, то изменение линейной скорости теплоносителей в аппарате может повлиять на соответствующие сечения и конструкцию аппарата.
Пример 3. Выбрать конструкцию аппарата для подогрева
сахарного раствора от 90 до 102 °С, если аппарат обогревается
насыщенным водяным паром давлением 0,13 МПа, а расход сахарного раствора G = 28,8 кг/с. Массовая доля сахара в растворе
13 %.
Рассчитываем:
1) тепловую нагрузку аппарата по (1.4): Q = 1372,1 кВт;
2) температурный режим аппарата по (1.9) и (1.13-1.14):
∆tср = 9,4 °С; tср. р-ра = 97,2 °С.
Определяем теплофизические характеристики сахарного
раствора при tср. р-ра = 97,2 °С [45] : µ=3,22-10-4 Па∙с; ρ=1005 кг/м3
и т. д.
Руководствуясь примером расчета [33, с. 215], принимаем
Re = 15000 и рассчитываем
G
28,8
nd =
=
= 7,6
0,785 Re µ 0,785 ⋅ 15000 ⋅ 3, 22 ⋅ 10 − 4
Принимаем трубы теплообменника Ø 25×2 мм, тогда треnd
7,6
буемое число труб n =
=
= 362 шт.
d
0,021
Для выбора конструкции кожухотрубчатого теплообменника оценим площадь поверхности аппарата по формуле (1.1), принимая ориентировочное значение коэффициента теплопередачи
1372,1
K = 1400 Вт/(м2∙К) по табл. 1.3: F =
= 104,3 м2. По ГОСТ
1400 ⋅ 9, 4
15122-79 такой площади теплообмена и числу труб соответствует
двухходовой аппарат с числом труб 442 (в одном ходе 442:2 =
221 шт.) и F = 104 м2. Проверяем значение скорости движения
19
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
сахарного раствора в трубах аппарата:
G
28,8
ϑ=
=
= 0,37 м/с.
0,785 d 2 n ρ 0,785 ⋅ 0,0212 ⋅ 221 ⋅ 1005
Сравнивая полученную скорость с рекомендуемой в табл.
1.4, а также учитывая, что коэффициент теплоотдачи со стороны
конденсирующегося водяного пара значительно больше коэффициента теплоотдачи со стороны сахарного раствора [33, табл. 4-5,
с. 174], делаем вывод о необходимости увеличения скорости
движения сахарного раствора ϑ в трубах аппарата. Принимаем
ϑ = 1,0 м/с, тогда
ϑ d ρ 1,0 ⋅ 0,021 ⋅ 1005
Re =
= 65620 ,
=
µ
3,22 ⋅ 10− 4
28,8
G
nd =
=
= 1,73 м ,
0 ,785 Re µ 0 ,785 ⋅ 65620 ⋅ 3, 22 ⋅ 10−4
n d 1,73
n=
=
= 82 шт.
d
0,021
Такому числу труб (n = 82 шт.) и площади поверхности
(F = 104 м2) по ГОСТ 15122-79 соответствует шестиходовой аппарат с числом труб 384, в одном ходе 384/6 = 64 шт. (в четырех
ходах по 63 трубы, в двух – по 66) и F = 121 м2 при длине труб
4000 мм.
Проверяем значение скорости движения сахарного раствора
G
28,8
ϑ=
=
= 1,28 м/с.
2
0,785 d n ρ 0,785 ⋅ 0,0212 ⋅ 64 ⋅ 1005
Значение скорости находится в пределах рекомендуемых,
поэтому выбор конструкции аппарата закончен.
Однако если в результате дальнейшего приближенного
расчета действительное значение коэффициента теплопередачи
будет существенно отличаться от ориентировочного, потребуется
еще одно уточнение конструкции аппарата.
Температурный режим был рассчитан для противоточной
схемы движения теплоносителей, соответствующей одноходовому аппарату. Поскольку выбрана конструкция шестиходового
аппарата, необходимо уточнить температурный режим для схемы
20
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
смешанного тока и теплофизические характеристики сахарного
раствора.
Конструкционные материалы для теплообменных аппаратов должны удовлетворять требованиям к механическим свойствам, а также некоторым специфическим, например, отличаться
теплоустойчивостью, коррозионной стойкостью, а также быть
дешевыми и недефицитными. Материал выбирают по рабочим
условиям в аппарате: температуре, давлению, химическим свойствам и концентрациям теплоносителей, колебаниям нагрузки с
учетом сохранения качества обрабатываемой жидкости. Указания
по назначению и условиям применения того или иного материала
приведены в [6, 22, 25], а также в ГОСТ 26271-84, ГОСТ 5520-79,
5632-72 и 19807-91.
1.6. Расчет коэффициентов теплоотдачи и коэффициента
теплопередачи. Приближенный расчет
Скорость процесса переноса теплоты от горячего теплоносителя к холодному через разделяющую их твердую стенку характеризуется коэффициентом теплопередачи K, значение которого зависит от коэффициентов теплоотдачи со стороны горячего
α1 и холодного α2 теплоносителей и термического сопротивления
стенки ∑rст.
Для расчета коэффициента теплопередачи K через тонкостенную цилиндрическую стенку (dвн > 0,5⋅dнар) с достаточной
степенью точности применяют формулу для плоской стенки
1
,
(1.16)
K=
1
1
+ ∑ rст +
α1
α2
где α1 и α2 – коэффициенты теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке и от стенки к холодному теплоносителю, соответственно, Вт/(м2⋅К); ∑ rст – сумма термических сопротивлений всех
слоев, из которых состоит стенка, включая слои загрязнений,
(м2⋅К)/Вт.
Опыт эксплуатации промышленных теплообменных аппа-
21
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ратов и результаты многочисленных экспериментов свидетельствуют, что в ходе эксплуатации значения коэффициентов теплопередачи в аппаратах уменьшаются. Объясняется это тем, что на
теплопередающих поверхностях аппаратов со стороны горячего и
холодного теплоносителей в процессе эксплуатации отлагаются
различные загрязнения (соли, твердые примеси, пригоревшие теплоносители и др.), оказывающие дополнительное термическое
сопротивление тепловому потоку. Оценка величины этого термического сопротивления определяет срок эксплуатации теплообменного аппарата до его остановки на чистку (удаление загрязнений с поверхностей теплопередающей стенки). Имеющиеся в
технической литературе рекомендации по оценке величины термических сопротивлений загрязнений недостаточно обоснованы
и являются ориентировочными [16, 26, 33-34].
Коэффициенты теплоотдачи являются сложной функцией
многих переменных и зависят от скорости теплоносителя ω , его
плотности ρ и вязкости μ, т. е. переменных, определяющих режим движения теплоносителя; теплофизических свойств теплоносителя (удельной теплоемкости ср , теплопроводности λ, коэффициента объемного расширения β и др.); геометрических параметров – формы и определяющих размеров стенки (для труб – их
диаметр d и длина L). Таким образом
(
)
α = f ϑ, µ , ρ , с р , λ , β , d , L .
(1.17)
В разных случаях на теплоотдачу влияют различные факторы. Физические величины, отражающие действие этих факторов, комбинируются по-разному, образуя характерную для каждого случая систему критериев подобия, записанную в виде критериального уравнения.
Для каждого из частных случаев теплоотдачи в литературе
[4, 14, 17, 19, 26, 29, 32-35] приводятся конкретные критериальные уравнения, с помощью которых рассчитываются коэффициенты теплоотдачи α1 и α2.
В теплообменной аппаратуре пищевых производств наиболее часто встречаются следующие основные случаи теплоотдачи:
1. Конвективный теплообмен в однородной среде:
22
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
- теплоотдача при вынужденном течении внутри труб и каналов различной формы;
- теплоотдача при вынужденном поперечном омывании
пучка труб;
- теплоотдача при свободном и вынужденном движении
жидкости в большом объеме.
- теплоотдача при пленочном течении жидкости;
2. Теплообмен при фазовых превращениях:
- теплоотдача при конденсации чистых паров на вертикальных поверхностях;
- теплоотдача при конденсации чистых паров снаружи горизонтальных труб;
- теплоотдача при кипении жидкости в большом объеме и
внутри труб.
Ниже приведены критериальные уравнения и расчетные
формулы для определения коэффициентов теплоотдачи для вышеперечисленных случаев.
Вынужденное движение внутри гладких труб и каналов
является наиболее часто встречаемым на практике случаем теплоотдачи. При турбулентном режиме движения (Re > 10000) и
умеренных числах Прандтля используется уравнение
0,43 
0,25
Pr 
(1.18)
Nu = 0,021 Re Pr 
 εL ,
 Prст 
где Nu = α d / λ – среднее значение числа Нуссельта по длине
теплоотдачи (искомая величина); Re – критерий Рейнольдса, рассчитанный для характерного размера трубы – диаметра, или канала другой формы – эквивалентного диаметра; Pr – критерий
Прандтля для рабочей среды (теплоносителя) при его средней
температуре; Prст – то же при температуре поверхности стенки,
омываемой теплоносителем; Pr/ Prст – множитель, учитывающий
влияние направления теплового потока (нагревание или охлаждение) на интенсивность теплоотдачи; ε L – множитель, учитывающий влияние начального участка, при L/d > 50 ε L = 1.
При ламинарном режиме движения (Re < 2000) в условиях
влияния на теплоотдачу естественной конвекции используют
0,8
23
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
уравнение
Nu = 0,17 Re
0,33
Pr
0,43
0,1 
Pr 
Gr 

 Prст 
0,25
εL ,
(1.19)
g d3
β ∆t – критерий Грасгофа, учитывающий влияние
ν2
свободной конвекции на интенсивность теплоотдачи.
Уравнения (1.18) и (1.19) применимы для расчета интенсивности теплоотдачи в каналах другой формы, например, прямоугольной (спиральный теплообменник), кольцеобразный (теплообменник типа «труба в трубе») и др. При этом скорость движения теплоносителя в канале рассчитывается через живое сечение канала этой формы, а в качестве определяющего размера используется эквивалентный диаметр d экв = 4S / П .
В некоторых случаях уравнения (1.18) и (1.19) дополняются
поправками, учитывающими особенности движения. Например,
при движении в изогнутых трубах (змеевиках) при турбулентном
режиме движения в уравнение (1.18) необходимо ввести поправку
ε зм = 1 + 3,54(d / D ) ,
(1.20)
где d – внутренний диаметр трубы змеевика, м; D – диаметр витка змеевика, м,
а при движении в канале кольцевого сечения, образованного
двумя коаксиально расположенными трубами
где Gr =
ε тр = ( Dв / d н )
0,45
,
(1.21)
где Dв – внутренний диаметр наружной трубы, м; dн – наружный
диаметр внутренней трубы, м.
Для газов вместо уравнения (1.18) рекомендуется формула
дающая результаты, лучше согласующиеся с опытными данными
Nu = 0,0225Re0,8 Pr 0,6 .
(1.22)
Уравнения (1.18-1.22) хорошо описывают теплоотдачу при
движении теплоносителя в гладких каналах и становятся непригодными для расчета интенсивности теплоотдачи в шероховатых
каналах, в том числе в каналах пластинчатых теплообменников,
образованных гофрированными пластинами. При этом вид уравнения определяется не только режимом движения (ламинарный –
24
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Re < 50 , турбулентный – Re > 50), но и типом пластины. Например, для ленточно-поточных пластин модели П-2 при определяющих размерах Fп = 0,198 м2, b = 0,27 м, h = 0,0028 м, L = 0,74
м в интервалах 100 < Re < 30000 и 0,7 < Pr < 5000 рекомендуется
уравнение
Nu = 0,10 Re
0,7
Pr
0,43 
Pr 


 Prст 
0,25
,
(1.23)
ω d экв ρ 2 ω h ρ 2 ω h
=
=
– критерий Рейнольдса при
µ
µ
ν
4S
движении теплоносителя в канале между пластинами; d экв =
=
П
4bh
=
= 2 h – эквивалентный диаметр канала между пласти2(b + h)
где Re =
нами, м; h – расстояние между пластинами, м, b ≈ (b + h ) , т. к. h
мало.
При движении теплоносителя в межтрубном пространстве
кожухотрубчатых теплообменных аппаратов с поперечными перегородками имеет место теплоотдача при вынужденном поперечном омывании пучка труб. В зависимости от способа размещения труб в трубных решетках теплообменника различают коридорное (рис. 1.5, а) и шахматное (рис. 1.5, б) расположение
труб в пучках в межтрубном пространстве.
Для расчета интенсивности теплоотдачи рекомендуется использовать следующие критериальные зависимости [33, 36]:
а
б
Рис. 1.5. Схема расположения труб в пучках:
а – коридорное; б – шахматное
25
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
коридорные пучки
- при Re < 1000
Nu = 0,56Re
0,5
Pr
0,36
 Pr 


 Prст 
0,25
εφ ,
(1.24)
εφ .
(1.25)
εφ ,
(1.26)
- при Re >1000
 Pr 
Nu = 0,22 Re0,65 Pr 0,36 

 Prст 
Шахматные пучки
- при Re < 1000
Nu = 0,56Re
0,5
Pr
0,36
 Pr 


 Prст 
0,25
0,25
- при Re >1000
Рис. 1.6. Угол атаки
0,36 
0,25
Pr 
Nu = 0,4 Re Pr 
 ε φ , (1.27)
 Prст 
В уравнениях (1.24)-(1.27) ε φ – коэф0,6
фициент, учитывающий влияние угла атаки
φ на интенсивность теплоотдачи. Угол атаки – это угол между направлением движения потока теплоносителя и направлением
оси труб в теплообменнике (рис. 1.6).
Значения коэффициента ε φ , учиты-
вающего влияние угла атаки φ приведены ниже
ϕ
εφ
90
1
80
1
70
0,98
60
0,94
50
0,88
40
0,78
30
0,67
20
0,52
10
0,42
При движении теплоносителя в межтрубном пространстве
кожухотрубчатых теплообменников с поперечными перегородками значение числа Рейнольдса рассчитывают по формуле
Re = ϑ d н / ν = ϑ d н ρ / µ ,
(1.28)
где ϑ – скорость движения теплоносителя в приведенном сече-
26
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
нии межтрубного пространства теплообменника, м/с; dн – наружный диаметр теплообменных труб в пучке, м; ν, μ – кинематическая и динамическая вязкость теплоносителя, соответственно, м2/с, Па·с.
Скорость движения теплоносителя в приведенном сечении
межтрубного пространства теплообменника вычисляют по формуле
ϑ = V / Sприв ,
(1.29)
где V – объемный расход теплоносителя, м3/c; Sприв – приведенное
сечение межтрубного пространства теплообменного аппарата с
поперечными перегородками, м2.
Приведенное сечение межтрубного пространства теплообменного аппарата с поперечными перегородками рассчитывают
по формуле
Sприв = Sмтр h ψ / Lприв ,
(1.30)
где Sмтр – площадь поперечного сечения межтрубного пространства теплообменника без перегородок, м2; h – расстояние между
поперечными перегородкам в межтрубном пространстве теплообменника, м; ψ – коэффициент, учитывающие сужение сечения
в межтрубном пространстве ввиду наличия труб; Lприв – приведенная длина пути теплоносителя между перегородками, м.
Площадь поперечного сечения межтрубного пространства
теплообменника без перегородок
(
)
Sмтр = π D 2 − n dн2 / 4 ,
(1.31)
где D – внутренний диаметр кожуха аппарата, м; n – число теплообменных труб в аппарате, шт; dн – наружный диаметр теплообменных труб в аппарате, м.
Коэффициент ψ, учитывающий сужение сечения ввиду наличия труб, находят по уравнению
1 − ( dн / t )
ψ=
,
(1.32)
2
1 − 0,9 ( dн / t )
где t – шаг расположения труб в трубной решетке теплообменника, м.
Приведенную длину пути теплоносителя между перегород27
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ками Lприв определяют по формулам:
- для сегментных перегородок (рис. 1.5, а)
D 4
Lприв = h + − b ,
(1.33)
2 3
- для чередующихся колец и дисков (рис. 1.5, б)
b
2
Lприв = h + D − r − ,
(1.34)
3
2
где D – внутренний
диаметр кожуха аппарата, м; h – расстояние между перегородками, м; b – расстояние края перегородки до внутренней
поверхности кожуха
аппарата (высота вырезанного сегмента)
м; r – радиус отверстия в перегородке, м.
а
б
Величины h, b,
Рис. 1.7. Устройство поперечных перегороD, r обозначены на
док: а – сегментные перегородки; б – перерис. 1.7.
городки из чередующихся колец и дисков
Высоту вырезанного сегмента b рассчитывают по формулам:
- для сегментных перегородок
b = 2 hψ ,
(1.35)
- для чередующихся колец и дисков
D − 2 hψ D
b = hψ
< − r ; r = 2 hψ .
(1.36)
D − hψ
2
Для расчета интенсивности теплоотдачи от газа к поверхности пучка теплообменных труб, расположенных
в коридорном порядке:
- при Re < 1000
Nu = 0,49 Re0,5 ε φ ,
(1.37)
- при Re > 1000
28
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Nu = 0,194 Re 0,65 ε φ ,
в шахматном порядке:
- при Re < 1000
Nu = 0,49 Re0,5 ε φ ,
(1.38)
(1.39)
- при Re > 1000
Nu = 0,356 Re 0,6 ε φ ,
(1.40)
где ε φ – коэффициент, учитывающий влияние угла атаки при обтекании теплоносителем пучка труб.
При продольном обтекании пучка труб (например, кожухотрубчатые теплообменные аппараты с U – образными трубками) расчетное уравнение имеет вид
Nu = 1,16 Re0,6 Pr 0,23 d экв ,
(1.41)
где dэкв – эквивалентный диаметр межтрубного пространства, м.
В ряде случаев имеет место обтекание потоком теплоносителя пучка оребренных труб (воздухоподогреватели, теплообменные аппараты холодильной техники и ТЭС). Оребрение бывает различного вида, однако на практике чаще всего применяются
две конфигурации оребренной трубы: с радиальными и со
сплошными ребрами. Оребренные поверхности повышают теплообменные способности и коэффициент полезного действия рекуперативных теплообменников, особенно при обтекании пучка
оребренных труб газами снаружи. В [14] приводятся расчетные
зависимости для различных случаев омывания пучка разнообразных оребренных труб.
В различных отраслях пищевой промышленности имеет
место тепловая обработка сырья, продуктов и полуфабрикатов в
емкостных аппаратах (реакторах), поверхность теплообмена в
некоторых представлена рубашкой или змеевиком (или тем и
другим), а обрабатываемый материал подвергается перемешиванию мешалками. При этом имеет место теплоотдача при вынужденном движении жидкости в большом объеме.
Интенсивность теплоотдачи в аппаратах без внутренних
отражательных перегородок с рубашками или змеевиками и мешалкой определяется по уравнению
29
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
0,14
 µ 
−0,1
(1.42)
Nu = C Re m Pr 0,33 
 Г ,
 µст 
ρ n dм2
α dм
D
где Nu =
, Г=
, Re =
; D – диаметр аппарата, м;
λ
µ
dм
dм – диаметр мешалки, м, μст, μ – динамическая вязкость перемешиваемой среды соответственно при температуре стенки рубашки или змеевика и при средней температуре, равной 0,5(tср.ж+tст),
Па·с; n – число оборотов мешалки, с-1; ρ – плотность перемешиваемой среды, кг/м3; α – коэффициент теплоотдачи от поверхности теплообмена (рубашки или змеевика) к перемешиваемой среде (или в обратном направлении), Вт/(м2⋅К).
Уравнение (1.42) применимо для турбинных, пропеллерных и
лопастных мешалок с Г = 2,5…4,0 в аппаратах диаметром до 1,5 м.
Для аппаратов с рубашками С = 0,36 , m = 0,67; для аппаратов со змеевиками С = 0,87, m = 0,62.
Для проведения процессов биохимического превращения
веществ в реактор постоянно подают воздух или кислород, организуя аэрацию – пропускание газа путем его барботажа в жидкость в сочетании с механическим перемешиванием или без него.
Передача теплоты от поверхности теплообмена к обрабатываемой среде протекает при этом в двухфазной системе газ – жидкость. Коэффициент теплоотдачи при наличии подачи газа, в одних случаях, может снижаться по сравнению со значением этой
величины при отсутствии аэрации жидкости в аппарате из-за
скопления газа у поверхности теплообмена и образования устойчивой пены или, в других случаях, возрастать из-за дополнительных турбулентных возмущений, вносимых в жидкость движущимися пузырьками газа.
Интенсивность теплоотдачи в аппарате с рубашкой с мешалками различных типов для системы газ – жидкость рассчитывается по уравнению
Nu = 0,283K N
30
0,25
Reм
0,75
Pr
0,25
D
 
 dм 
0,25
D
H
 
0,25
 µ 


 µст 
0,14
, (1.43)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ρ n d м2
αD
µс
; Re м =
; Pr =
; α – коэффициент теплоотλ
µ
λ
дачи, Вт/(м2⋅К); λ, с, ρ, μ – теплопроводность, теплоемкость,
плотность и динамическая вязкость жидкости при ее средней
температуре, соответственно, Вт/(м⋅К), Дж/(кг⋅К), кг/м3, Па·с; μст
– вязкость жидкости при температуре стенки, Па·с; n – частота
вращения мешалки, с-1; dм – диаметр мешалки, м; D – диаметр
аппарата, м; KN – критерий мощности; Н – высота жидкости в аппарате, м.
Во многих теплообменных аппаратах пищевых производств (оросительные теплообменники, пленочные выпарные аппараты, конденсаторы и др.) имеет место теплоотдача при пленочном течении жидкости. Скорость протекания процесса при
этом зависит от толщины пленки и скорости ее движения.
При стекании жидкости по наружной поверхности расположенных друг над другом горизонтальных труб с шагом по вертикали, равным t, интенсивность описывается уравнениями
при (t / dн ) = 1,7...2,0
где Nu =
0,4  Pr 
Nu пл = 0,005Re0,4


пл Pr
 Prст 
при (t / dн ) = 1,3
0,25
;
(1.44)
0,25
 Pr 
(1.45)
Nu пл =
Pr 
 .
 Prст 
При стекании жидкости по вертикальной поверхности:
при турбулентном течении (Reпл ≥ 2300)
0,002 Re 0,57
пл
0,4
 Pr 
Nu пл = 0,01
Pr


 Prст 
при ламинарном течении (Reпл < 2300)
Re0,33
пл
0,25
0,33
0,33
;
(1.46)
0,25
δ
 Pr 
0,33  прив 
(1.47)
Nu пл = 0,67 Re0,11

 
 .
пл Pr
 H   Prст 
В уравнении (1.44) – (1.47) критерии Reпл рассчитывается
31
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
по формуле
Re пл = 4 Г / µ ,
а число Nuпл
Nu пл =
(1.48)
α δ прив
,
(1.49)
λ
где Г – линейная плотность орошения – количество жидкости G,
проходящее в единицу времени через единицу длины периметра
П, по которой течет пленка, кг/(м·с)
(1.50)
Г =G/ П ;
δприв – приведенная толщина стекающей пленки жидкости, м.
0,33
 µ2 
(1.51)
δ прив =  2  ,
ρ g
μ, ρ, λ – динамическая вязкость, плотность, теплопроводность
жидкости при ее средней температуре или температуре пленки,
соответственно, Па·с, кг/м3, Вт/(м⋅К); Н – высота вертикальной
поверхности, м; dн – наружный диаметр трубки, м.
В уравнениях (1.44) – (1.45) определяющей температурой
является средняя температура жидкости tж, а в уравнениях
t +t
(1.46)-(1.47) – средняя температура пленки, равная tпл = ж ст ,
2
где tст – температура поверхности стенки со стороны жидкости.
В процессах теплообмена часто нагреваемые или охлаждаемые среды (теплоносители) изменяют агрегатное состояние:
испаряются или конденсируются. Особенности таких процессов
теплообмена заключается в том, что теплота подводится к средам
или отводится от них при постоянной температуре и распространяется не в одной, а в двух фазах.
Определяющие размеры системы для процессов конденсации пара и кипения жидкостей различны.
Теплоотдача при кипении рассматривается обычно в условиях свободного парообразования при отсутствии организованной циркуляции, либо в условиях вынужденного перемещения
кипящей жидкости по поверхности нагрева под действием напора
столба жидкости (при кипении в вертикальных трубках), циркуляционного насоса или лопастей мешалки.
32
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В целях упрощения расчетов процессов теплообмена при
кипении жидкости или конденсации паров в литературе приводятся уравнения для определения коэффициента теплоотдачи α.
Для пузырькового режима кипения в условиях естественной конвенции при кипении воды, сахарных растворов и некоторых органических жидкостей на стальных, медных, латунных и
хромированных поверхностях получена формула
−2 
0,033
ρп r 
λж0,75 q 0,7
 ρж 
, (1.52)
α = 7,77 ⋅ 10 



0,37
µж0,45 сж0,12 Т нас
σ 
 ρж − ρп 
где ρп, ρж – плотности соответственно пара и жидкости, кг/м3; σ
– поверхностное натяжение на границе раздела между жидкостью
и паром, Н/м2; λж – теплопроводность жидкости, Вт/(м·К);
q = Q / F – удельная нагрузка, Вт/м2; μж – динамическая вязкость
жидкости, Па·с; сж – удельная теплоемкость жидкости, Дж/(кг·К);
Тнас – температура насыщения, К.
При кипении на поверхностях, погруженных в большой
объем жидкости (например, на поверхности змеевика, погруженного в кипятильник бражной колонны) для расчета коэффициента
теплоотдачи рекомендуется формула
1
2

− 
 ρж
 3   λж2 ρ ж  3 23

− 1 
α = 0,075 1 + 10 
(1.53)
 µ σТ  q ,
ρп


ж
нас 



0,033
при кипении в трубах
780 λ 1,3 ρ 0,5 ρ 0,06 q 0,6
α = 0,5 ж0,6 ж0,66 п0,3 0,3 .
(1.54)
σ r ρп сж µ ж
В формулах (1.52) – (1.54) все физические характеристики
жидкости определяют при температуре кипения.
Определяющим размером при конденсации будет размер
поверхности нагрева L, измеряемый вдоль пути стекания конденсата: высота вертикальной поверхности Н, наружный диаметр
горизонтальной трубки dн.
При конденсации насыщенного пара и ламинарном стекании пленки конденсата под действием силы тяжести коэффициент теплоотдачи рассчитывают по формуле
33
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
λ3 ρ 2 r g
,
(1.55)
µ ∆t L
где C = 1,15, L = H – для вертикальной поверхности (Н – высота
поверхности, м); С = 0,72, L = dнар – для одиночной горизонтальной трубы (dнар – наружный диаметр трубы, м).
В формуле (1.55) λ, ρ, μ – теплопроводность, плотность, динамическая вязкость образующегося из пара конденсата, соответственно, Вт/(м·К), кг/м3, Па·с; r – удельная теплота конденсации
пара, Дж/кг; g = 9,81м/с2 – ускорение силы тяжести;
∆t = tконд – tст1 – температурный напор, 0С; tст1 – температура поверхности стенки со стороны конденсирующегося пара, 0С.
Удельную теплоту конденсации определяют при температуре конденсации tконд; физические характеристики конденсата
выбирают при средней температуре пленки конденсата
tпл = 0,5 (tконд + tст1).
В пучке горизонтальных труб на нижних трубах слой конденсата увеличивается за счет конденсата, стекающего с труб,
расположенных выше.
Это приводит к
снижению коэффициентов теплоотдачи для
нижних рядов. Средний
коэффициент теплоотдачи для всего пучка в зависимости от числа рядов
труб n в пучке по вертикали (см. рис. 1.8) определяют по формуле
Рис. 1.8. Зависимость коэффициента εср
α ср = ε ср α , (1.56)
от числа рядов труб n в пучке по вертиα =С
4
кали: 1 – шахматное расположение труб
в пучке; 2 – коридорное расположение
труб в пучке
вычисляемый по формуле (1.55); ε ср
где α – коэффициент теплоотдачи для одиночной
горизонтальной
трубы,
– усредненный для всего
пучка коэффициент, зависящий от расположения труб в пучке и
от числа рядов труб n по вертикали, определяемый по рис. 1.8.
34
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Интенсивность теплоотдачи при конденсации внутри горизонтальных труб можно оценить по уравнению
0,3
 σ
  L 0,35
,
(1.57)
Nu пл = а

 ρп g dв2   d в 


где Nuпл и Reпл рассчитываются по уравнениям (1.49) и (1.48); а –
коэффициент (при конденсации паров воды и аммиака а = 0,5;
при конденсации паров органических жидкостей а = 0,36); σ –
поверхностное натяжение, Н/м2; ρп – плотность пара, кг/м3; L –
длина трубы, м; dв – внутренний диаметр трубы, м.
Приведенные выше зависимости справедливы для расчета
интенсивности теплоотдачи при конденсации чистых паров.
Необходимо иметь ввиду, что примеси неконденсирующихся газов в паре резко снижают эффективность теплоотдачи.
Так, содержание в водяном паре всего 1 % воздуха снижает коэффициент теплоотдачи на 40 %. Если же содержание воздуха
составляет 6 – 10 %, это приводит к снижению α на 80 %.
Поэтому при разработке соответствующих теплообменных
аппаратов необходимо предусматривать устройства (воздушники) для вытеснения воздуха из парового пространства при эксплуатации аппаратов. Приведенные выше расчетные уравнения и
формулы позволяют вести расчет интенсивности теплоотдачи в
различных теплообменных аппаратах пищевой промышленности.
Однако, возможно использование и других расчетных зависимостей, имеющих более узкую область применения, но обеспечивающих надежность получаемых результатов. Так при ламинарном движении холодного теплоносителя вверх внутри вертикальных труб хорошие результаты дает уравнение
Re 0,5
пл 
Nu = 0,63 ( Re Pr ) ( Gr Pr ) .
(1.58)
Использование вышеприведенных формул требует знания
температур поверхностей стенок аппарата, омываемых теплоносителями. Их расчет возможен методом последовательных приближений и выполняется в уточненном расчете.
При выполнении приближенного расчета обычно используют ядро вышеприведенных уравнений, без поправок, учиты0,2
0,1
35
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
вающих влияние температур поверхностей стенок аппарата. Так
ядром уравнения (1.18) является
Nu = 0,021Re 0,8 Pr 0,43 ,
(1.59)
которое используется для определения интенсивности теплоотдачи при турбулентном режиме движения теплоносителя в трубе и
каналах в приближенном расчете.
При определении коэффициента теплоотдачи для конденсирующегося пара при выполнении приближенных расчетов
пользуются преобразованным через расход уравнением (1.55):
- для n вертикальных труб
ρ 2 dн n
,
µG
- для n горизонтальных труб длиной L
α = 3,78λ 3
(1.60)
ρ2 L n
,
(1.61)
µG
где ρ, λ, μ – плотность, теплопроводность, динамическая вязкость
конденсата при температуре конденсации, соответственно, кг/м3,
Вт/(м·К), Па·с; n – число труб в пучке, шт; dн, L – наружный диаметр труб и их длина, м; G – массовый расход конденсирующегося пара коэффициент, кг/с; ε ср – усредненный коэффициент для
α = 2,02 ε ср λ
3
всего горизонтального пучка труб (см. формулу 1.56).
Подставляя в формулу (1.16) значения коэффициентов теплоотдачи α1 и α2, рассчитанные по приближенным формулам, определяют приближенное значение коэффициента теплопередачи
Кприбл и уточняют значение требуемой площади поверхности аппарата выбранной конструкции по формуле (1.1) или
Fтр = Q / q ,
(1.62)
где q = К прибл ∆tср – удельная тепловая нагрузка, Вт/м2.
Найденное значение требуемой площади поверхности
сравнивают с площадью выбранного для приближенного расчета
аппарата. Если его площадь поверхности отвечает требуемой (на
5 – 20 % больше требуемой), то выбор конструкции аппарата закончен, и можно приступать к уточненному расчету.
36
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.7. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи.
Окончательный выбор теплообменного аппарата
Расчет коэффициентов теплоотдачи с учетом температуры
стенки называется уточненным.
Температуру стенки при этом рассчитывают методом последовательных приближений исходя из
того, что при установившемся
процессе теплопередачи (рис. 1.9):
q1 = q2 = qст , (1.63)
Рис. 1.9. Схема процесса
теплопередачи
(
(t
)
) =α
q1 = α1 tср1 − tст1 = α1 ∆t1 , (1.64)
q2 = α 2
qст =
ст2
− tср2
tст1 − tст2
∆t
= ст ,
r1 + rст + r2 ∑ rст
2
∆t2 , (1.65)
(1.66)
В формуле (1.66) rст = δ ст / λст – термическое сопротивление стенки, м2∙К/Вт; δ ст и λст – соответственно толщина стенки и
теплопроводность материала стенки, м и Вт/(м∙К); r1 и r2 – термические сопротивления загрязнений соответственно со стороны
горячего и холодного теплоносителей, м2∙К/Вт [26].
Для первого приближения задаются значением температуры
стенки
со
стороны
горячего
теплоносителя,
равным
( tст1 ) I = tср1 − (q / α1 ) , где q – удельная тепловая нагрузка, определяемая по формуле (1.62); рассчитывают коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке (α1 )I с учетом температуры
стенки ( tст1 ) I ; (q1 )I и температуру поверхности стенки со стороны
холодного теплоносителя
( tст2 ) I
= tср1 − ( q1 ) I
∑ rст ;
коэффициент
теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю (α 2 )I и (q2 )I .
При несовпадении после первого приближения удельных тепловых нагрузок (q1 )I и (q2 )I выполняют второе приближение.
37
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Температуру стенки со
стороны горячего теплоносителя
для второго приближения целесообразно
принять
равной
qср1
I
,
где
( tст1 )II = tср1 −
α
( 1 )I
(
(q )
=
)
( q1 ) I + ( q2 ) I
– средняя
2
удельная тепловая нагрузка для
Рис. 1.10. Графическое
условий первого приближения.
определение ( tст1 ) III
Далее осуществляют расчет второго приближения по методике первого.
Если при втором приближении разница (q1 )II и (q2 )II будет
ср1 I
больше 5 %, расчет продолжают, определяя ( tст1 ) III графически
(рис. 1.10) по пересечению линий q1 = f ( tст1 ) и q2 = f ( tст1 ) .
По ее графически найденному значению выполняют проверочный расчет. Если разность (q1 )III и (q2 )III окажется больше 5 %,
то на график наносят значения (q1 )III и (q2 )III и уточняют точку
пересечения линий q1 = f ( tст1 ) и q2 = f ( tст1 ) . Определив уточ-
ненное значение tст1 , выполняют второй проверочный расчет. По
его данным находят истинную величину коэффициентов теплоотдачи α1 и α2 .
Далее по формуле (1.16) вычисляют коэффициент теплопередачи и площадь поверхности теплопередачи по формуле (1.1)
F = Q / qист , где qист – истинная удельная тепловая нагрузка, определяемая графически.
По государственным стандартам окончательно выбирают
теплообменник с площадью теплопередающей поверхности на
10-15 % большей, чем ее расчетное значение.
38
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.8. Обозначение теплообменных аппаратов
В настоящее время стандартизированы типы, параметры и
основные размеры теплообменной аппаратуры общего назначения, изготовляемой из черных и цветных металлов и сплавов,
применяемой в пищевой, нефтеперерабатывающей, нефтехимической, химической и других отраслях промышленности.
1.8.1. Кожухотрубчатые теплообменные аппараты
Внутренний диаметр аппаратов, изготовляемых из стальных листов и поковок, а также из цветных металлов и сплавов,
применяемых в химической, пищевой и других отраслях промышленности, выбирается по ГОСТ 9617-76.
Внутренний диаметр аппарата, изготовляемого из стальных
листов и поковок, должен быть выбран из следующего ряда: 400;
(450); 500; (550); 600; (650); 700; 800; 900; 1000; (1100); 1200;
(1300) мм и т. д. Внутренний диаметр сосуда или аппарата, изготовляемого из цветных металлов и сплавов, должен быть выбран
из следующего ряда: 200; 250; 300; 350; 400; 450; 500; 600; 650;
700; 800; 900; 1000; 1100; 1200 мм и т. д.
Наружный диаметр аппарата, изготовляемого из стальных
труб, должен быть выбран из следующего ряда: 133; 159; 168;
219; 273; 325; 377; 426; 480; 530; 630; 720; 820; 920; 1020; 1120;
1220; 1320; 1420 мм.
По государственным стандартам кожухотрубчатые теплообменные аппараты обозначаются индексами и классифицируются: по назначению (первая буква индекса): Т – теплообменники;
X – холодильники; К – конденсаторы; И – испарители; по типу
конструкции (вторая буква индекса): Н – с неподвижными трубными решетками; К – с температурным (линзовым) компенсатором на кожухе (рис. 1.11); П – с температурным (плавающая головка) компенсатором (рис. 1.12); У – с U-образными теплообменными трубами (рис. 1.13). Основные параметры и размеры
стальных аппаратов должны соответствовать указанным в табл.
1.5; по расположению (третья буква индекса): Г – горизонтальные; В – вертикальные.
39
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.11. Теплообменник с неподвижными трубными решетками и температурным компенсатором на кожухе: 1 – распределительная камера; 2
– кожух; 3 – теплообменная труба; 4 – опора; 5 – трубная решетка
Рис. 1.12. Теплообменник с плавающей головкой: 1 – крышка распределительной камеры; 2 – распределительная камера; 3 – кожух; 4 – теплообменная труба; 5 – крышка кожуха; 6 – крышка плавающей головки; 7
– опора
Рис. 1.13. Теплообменник с U-образными трубками: 1 – распределительная камера; 2 – кожух; 3 – теплообменная трубка; 4 – опора
40
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 1.5
Основные параметры и размеры аппаратов, ГОСТ 9929-82
Параметр
Значения параметров и размеров для аппаратов типа
Н
К
II
У
Поверхность
теплоОт 10 до
От 1 до 5000
От 10 до 1250
обмена, м2
1400
Условное давление в 0,6; 1,0;
межтрубном
про- 1,6; 2,5;
0,6; 1,0;
1,0; 1,6; 2,5; 4,0; 6,3; 8,0;
странстве, МПа
4,0; 6,3;
1,6; 2,5
10,0; 12,5; 16,0
8,0
Диаметр кожуха, мм:
325; 426; 530; 630
159; 273; 325;
наружный (из труб)
426; 530; 630
400; 500; 600; 800;
400; 500; 600;
внутренний (из листо1000; 1200; 1400;
800; 1000; 1200;
вой стали)
1600; 1800; 2000;
1400; 1600; 1800;
2200; 2400; 2600;
2000; 2200; 2400;
2800
2600; 2800; 3000
Наружный диаметр и
16×1,5; 16×2;
20×2;
20×2;
толщина стенки теп20×2; 25×1,5;
25×2;
25×2*;
лообменных
труб
25×2; 25×2,5*;
25×2,5;
25×2,5*
(диаметр × толщину
38×2*; 57×3*;
38×2*
стенки), мм
Длина теплообменных
100; 1500; 2000;
труб, мм
3000; 4000; 6000;
3000; 4000
6000; 9000
9000
Схема и шаг размеще- По вершинам равностоНо вершинам квадратов
ния теплообменных ронних треугольников:
или равносторонних
труб в трубных ре21 для труб Ø 16
треугольников:
шетках, мм
26 для труб Ø 20
26 для труб Ø 20
32 для труб Ø 25
32 для труб Ø 25
48 для труб Ø 38
48 для труб Ø 38
70 для труб Ø 57
*Размеры применять для теплообменных аппаратов, изготовляемых по индивидуальным заказам в технически обоснованных случаях и только по согласованию
с головной организацией по кожухотрубчатой теплообменной аппаратуре
Условное обозначение аппарата выражается дробью, в числителе которой проставляются:
1) величина диаметра кожуха, мм;
2) обозначение типа аппарата: ТНГ, ТНВ, ТКГ, ТКВ, ТПГ,
ТПВ и ТУВ, ХНГ, ХНВ, ХКГ, ХКВ, ХПГ, ХПВ и ХУВ и т.д.;
41
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3) условное давление в трубах и кожухе, МПа;
4) исполнение по материалу: М1, М2 и т. д.;
5) исполнение по температурному пределу: 0 – обыкновенное, от -20 до +200 °С; С – среднее, свыше 200 до 300 °С; В – высокотемпературное, свыше 300 до 450 °С; Н – низкотемпературное, от -21 до -30 °С.
В знаменателе проставляются:
1) диаметр теплообменной трубы, мм;
2) состояние поставки наружной поверхности трубы:
Г – гладкая; Н – накатанная;
3) длина труб, м;
4) схема размещения труб в трубных решетках: К – по вершинам квадрата; Ш – по сторонам правильных шестиугольников;
О – по концентрическим окружностям;
5) число ходов по трубному пространству.
Далее указывается группа назначения (А – для тепловой
обработки невзрывоопасных, пожаробезопасных и нетоксичных
сред; Б – для обработки токсичных, взрыво- и пожароопасных
сред), а также государственный стандарт аппарата.
Пример условного обозначения вертикального кожухотрубчатого теплообменника с плавающей головкой с кожухом
диаметром 1000 мм, на условное давление в трубах и кожухе 1,6
МПа, исполнение по материалу М 1, обыкновенное исполнение
по температурному пределу (O), с теплообменными трубами
диаметром 25 мм гладкими длиной 6 м, расположенными по
вершинам квадрата, двухходового по трубному пространству, для
нагрева и охлаждения взрыво- и пожароопасных сред, обладающих токсичностью:
1000ТПВ − 1,6 М 1 − О
гр. Б ГОСТ 14246-79.
Теплообменник
25 Г − 6 К − 2
Основные области применения кожухотрубчатых теплообменных аппаратов с неподвижными трубными решетками и
компенсатором на кожухе и номера государственных стандартов
приведены в табл. 1.6. Кожухотрубчатые теплообменные аппараты с неподвижными трубными решетками типа ТН, ХН, КН, ИН
можно применять только в тех случаях, когда разность темпера-
42
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
тур кожуха tк и труб tт будет меньше максимальной, приведенной в табл. 1.7.
Таблица 1.6
Основные области применения кожухотрубчатых теплообменных
аппаратов типа Н и К
Тип аппарата
Применение и нормы
В кожухе
В трубах
Нагревание и охлаждение жидких и газообразных сред.
ТеплообменТемпература теплообменивающихся сред от -70 до +350 °С
ник TH и ТК
ГОСТ 15122- РУ , для ТН, МПа, с кожухами диаметрами:
79
до 1000 мм – 0,6; 1,0; 1,6; 2,5; 4,0;
до 1200 мм – 0,6; 1,0; 1,6; 2,5
РУ для ТК, МПа: 0,6; 1,0; 1,6
Конденсируемая среда
Конденсатор
Охлаждающая среда
Температура от -20 до Вода или другая нетоксичная,
КН и КК
ГОСТ 15121- +300 °С
невзрыво- и пожароопасная
79
жидкость. Температура от -20
РУ для КН, МПа:
до +60 °С
0,6; 1,0: 1,6; 2,5
РУ , МПа: 0,6
РУ для XK, МПа:
0,6; 1,0; 1,6
Холодильник Охлаждаемая среда
XH и ХК
РУ для XH, МПа: 0,6; 1,0; 1,6; 2,5
ГОСТ 15120- Р для ХК, МПа: 0,6; 1,0; 1,6
У
79
Испаритель
Греющая среда
Испаряемая среда
ИН и ИК
ГОСТ 1511979
Температура греющей и испаряемой среды от -70 до +350
°С
РУ для ИН, МПа:
РУ , МПа: 0,6; 1,0
0,6; 1,0; 1,6; 2,5; 4,0
РУ для ИК, МПа:
0,6; 1,0; 1,6
В том случае, когда разность tк и tт оказывается выше допустимой, необходимо использовать аппараты с компенсатором на кожухе, с U-образными трубками или плавающей головкой. Теплооб43
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
менники с плавающей головкой значительно дороже аппаратов с неподвижными трубными решетками и температурным компенсатором
на кожухе. При значительных термических изменениях длины труб в
теплообменных аппаратах применяют сальниковые уплотнения между подвижной трубной решеткой и кожухом аппарата или сальниковые уплотнения труб в трубных решетках. Однако это оправдано
только тогда, когда число труб небольшое и допускается соприкосновение теплоносителей (возможно просачивание теплоносителя через сальниковое уплотнение).
Таблица 1.7
Допускаемая разность температур кожуха tк и труб tт при Р у ≤1,6 МПа и
tт ≤ 250 °С для труб 25×2 мм с шагом 32 мм для стали 10 и 20 (исп. М 1)
Диаметр кожуха,
Число ходов
мм
по трубам
наруж. внутр.
159
273
Общее
кол-во
труб
( tк − tт )max , °С
ТН
ХН
КН
1
13
1
37
20
*
1
62
325
30
2
56
1
111
400
30
2
100
1
257
2
240
600
40
4
206
6
194
1
465
2
442
800
40
4
404
6
384
1
747
2
718
1000
60
50
4
666
6
642
1
1083
2
718
1200
60
4
986
6
958
* Эти теплообменники в государственных стандартах отсутствуют
44
ИН
*
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Основные сведения о кожухотрубчатых теплообменных
аппаратах с неподвижными решетками и температурным компенсатором на кожухе (ГОСТ 15118-79, 15119-79, 15120-79, 1512179, 15122-79) для труб Ø 25×2 мм приведены в табл. 1.8-1.10.
Таблица 1.8
Площадь поверхности теплообмена аппаратов типа ТН, ТК, ХН и ХК с
трубами Ø 25× 2мм
Внутренний
Внутренний
Наруж.
-
800
465
-
-
1000
747
-
-
1200
1083
-
-
-
9000
-
6000
-
4000
-
340,
510,0 765,0
0
Не применяются
-
3000
13
37
62
111
257
2000
159
273
325
400
600
1500
Внутренний
Наружн.
Диаметр
кожуха
аппарата,
В
В секторе
мм
решетке
А
Б
1
2
3
4
Число рядов
ХН, труб по верДлина труб ,мм
ХК, тикали для
(ГОС горизонтальТ
ных аппара15120
тов
-79) (ГОСТ 15118Площадь поверхности теплообмена, м2
79)
5
6
7
8
9
10
11
12
13
Одноходовые
1,0 1,5 2,0 3,0
5
То же
3,0 4,5 6,0 9,0
7
- 7,5 10,0 14,5 19,5 9
- 17,0 26,0 35,0 52,0
11
- 40,0 61,0 81,0 121,0
17
109, 146,
- 73,0
219,0 329,0
23
0
0
176, 235, 3352,
528,0
29
0
0
0
ТН, ТК (ГОСТ 15122-79)
1000
Общее число труб
(ГОСТ 15118-79)
35
Двухходовые
325
56
28
28
-
6,5
400
600
100
240
50 50
120 120
-
-
800
442
221 221
-
1000
718
359 359
-
1200
1036
518 518
-
600
206
52
51
-
800
404
86
116
-
1000
666
158 175
-
9,0 13,0 17,5
-
16,0 24,0 31,0 47,0
38,0 57,0 75,0 113,0
104, 139,
- 69,0
208,0
0
0
169, 226,
338,0
0
0
329,
494,0
0
Четырехходовые
- 32,0 49,0 65,0 97,0
127,
- 63,0 95,0
190,0
0
157, 209,
314,0
0
0
-
-
-
8
10
16
312,0
26
То же
507,0
36
740,0
44
-
14
285,0
20
То же
471,0
26
45
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Окончание табл. 1.8
Внутренний
1
2
3
4
5
6
1200
986
244 249
-
-
600
194
21
38
-
-
800
384
66
63
-
-
1000
642
105 108
-
-
1200
958
151 164
-
-
7
8
9
10
310,
464,0
0
Шестиходовые
31,0 46,0 61,0 91,0
121,
60,0 90,0
181,0
0
151, 202,
302,0
0
0
301,
451,0
0
11
12
13
697,0
32
-
14
271,0
20
454,0 То же
26
677,0
32
Таблица 1.9
Площадь поверхности теплообмена конденсаторов КН и КК с
трубами Ø 25×2 мм
Внутренний
диаметр кожуха, мм
600
800
100
1200
1400
600
800
100
1200
1400
600
800
1000
1200
1400
46
Длина труб, мм
3000
4000
6000
Площадь поверхности теплообмена, ≈м2, ГОСТ 15121-79
Двухходовые
242
57
75
113
442
104
139
208
718
169
226
338
1049
329
494
1503
708
Четырехходовые
208
49
65
97
404
95
127
190
667
157
209
314
985
310
464
1429
673
Шестиходовые
196
46
61
91
382
90
121
181
642
151
202
302
958
301
451
1395
657
Общее
число труб
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 1.10
Площадь поверхности теплообмена испарителей ИН и ИК с
одноходовыми трубами Ø 25×2 мм
Длина труб, мм
Внутренний диаОбщее число
2000
3000
4000.
метр кожутруб
Площадь поверхности теплообмена, ≈м2,
ха, мм
ГОСТ 15121-79
600
259
40
61
81
800
463
73
109
146
1000
747
117
176
235
1200
1087
256
340
1400
1580
372
486
Примечание. В табл. 1.8-1.10 площадь поверхности теплообмена указана
для гладких труб по наружному диаметру.
1.8.2. Теплообменники типа «труба в трубе»
Типы, основные параметры и размеры теплообменников
«труба в трубе» регламентированы ОСТ 26-02-2033-80: 1 – разборные одно- и двухпоточные малогабаритные; 2 – неразборные
однопоточные малогабаритные; 3 – разборные однопоточные; 4 –
неразборные однопоточные; 5 – разборные многопоточные.
К малогабаритным типам относятся теплообменники с проходными сечениями внутри теплообменных труб до 35 см2.
Однопоточные неразборные теплообменники «труба в трубе» (типы 2 и 4) применяются, когда не требуется периодической
выемки теплообменных труб с целью их замены или механической очистки наружной поверхности от загрязнений. Если необходима регулярная механическая очистка внутренней поверхности теплообменных труб, рекомендуется исполнение с отъемными дугами (калачами).
На рис. 1.14 изображен неразборный теплообменник типа
«труба в трубе».
Основной узел теплообменника – элемент, состоящий из
двух концентрических (коаксиально) расположенных труб: внутренней (теплообменной) трубы 1 и наружной (кожуховой) 2, которые соединены между собой жестко или подвижно – с сальником на одном конце или на обоих концах трубы. Для соединения
47
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
нескольких элементов в теплообменнике с целью создания аппарата требуемой площади поверхности используют калачи 3 (соединение теплообменных труб) штуцера 4 (соединение кожуховых труб).
Рис. 1.14. Неразборный теплообменник типа «труба в трубе»:
1 – теплообменная труба; 2 – кожуховая труба; 3 – калач; 4 – штуцер
Последовательно соединенные между собой элементы образуют секцию (ход). Если число элементов, требующихся для
компоновки теплообменника велико, то с целью уменьшения высоты аппарата и придания ему компактности его располагают в
несколько рядов по вертикали.
С целью снижения скорости движения теплоносителя в теплообменных трубах до рекомендуемых значений (при больших
расходах) используют параллельное соединение нескольких труб
(двух, трех или более) через коллектор в несколько секций.
На рис. 1.15, а, г представлены схемы односекционной компоновки элементов, на рис. 1.15, б – двухсекционной, на рис.
1.15, в – трехсекционной.
В теплообменниках типа «труба в трубе» обычно обеспечивается противоточная схема движения теплоносителей. Теплообменники предназначены для теплообмена между жидкостями,
газами и парами (нагрев, охлаждения, конденсации).
Теплообменники «труба в трубе» однопоточные разборные
(типы 1 и 3) и многопоточные разборные (тип 5) с числом параллельных потоков 3, 5 и 7 используются при необходимости периодической выемки теплообменных труб для замены или механической очистки наружной поверхности от загрязнений и регу-
48
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
лярной механической очистки внутренней поверхности теплообменных труб (без их выемки).
а
б
в
г
Рис. 1.15. Схемы компоновки элементов в секции теплообменнике типа
«труба в трубе» : а, г – односекционная; б – двухсекционная; в – трехсекционная
Основные параметры теплообменников «труба в трубе»
должны соответствовать указанным в табл. 1.11.
Условное обозначение аппарата выражается дробью, в числителе которой проставляется: тип аппарата (ТТ); наружный
диаметр теплообменной (внутренней) трубы (25; 38; 48 мм и т.д.);
наружный диаметр кожуховой (наружной) трубы (57; 76; 89; 108;
133 мм и т.д.); условное давление внутри теплообменных труб;
условное давление снаружи теплообменных труб.
В знаменателе проставляются: длина кожуховых труб (1,5;
3,0; 4,5; 6,0 и т. д.); вид теплообменных труб: Г – гладкие; ПР – с
приваренными продольными ребрами, BP – с выдавленными ребрами, ПШ – с приваренными шипами, ВН – с поперечновинтовой накаткой; группа материального исполнения (М 1, М 4
и т. д.): М 1 – все узлы и детали из углеродистой стали, М 4 – теплообменные трубы и детали узлов ниппельных соединений из
стали Х5М.
Пример условного обозначения теплообменника «труба в
трубе» однопоточного разборного с диаметром теплообменной
трубы 48 мм, с диаметром кожуховой трубы 89 мм, с условным
49
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
давление внутри теплообменных труб 6,4 МПа и снаружи теплообменных труб 4,0 МПа, с длиной кожуховых труб 6 м, с приваренными продольными ребрами - ПР и материальным исполнением по группе М1:
Теплообменник (ТТ 48/89 – 6,4/4,0)/6 – ПР – М 1 (ОСТ 2602-2033-80).
Таблица 1.11
Основные параметры теплообменников «труба в трубе»
Основные параметры
Наружный
диаметр
теплообменных труб,
мм***
Наружный диаметр
кожуховых
труб,
мм***
Длина
кожуховых
труб, м
Площадь поверхности
теплообмена, м2 *
Условное давление
внутри теплообменных труб, МПа
1
Значения основных параметров для типов
2
3
4
5
25; 38
48; 57
76; 89; 108
133; 159
38; 48; 57
57; 76
89; 108
108;
133; 159
219
89; 108
1,5; 3,0;
6,0;
4,5
4,5; 6,0;
9,0
6,0; 9,0;
12,0
3,0;
6,0; 9,0
От 0,5
до 5,0
От 0,1
до 1,0**
От 5,0
до 18,0
От 1.5
до 6.0**
От 5,0 до
93,0
6,4; 10,0
16,0
1,6; 4,0
1,6; 4,0;
6,4; 10,0;
16,0
1,6; 4,0
Условное
давление
1,6; 4,0;
1,6; 4,0;
1,6; 4,0;
снаружи теплообмен1,6; 4,0
1,6; 4,0
6,4
6,4; 10,0
6,4; 10,0
ных труб, МПа
* Площадь поверхности теплообмена следует определять по наружному
диаметру теплообменных труб.
** Для неразборных однопоточных теплообменников поверхность теплообмена дана для одного одноходового элемента.
*** См. сортамент труб по ГОСТ 8732-78; ГОСТ 8734-75; ГОСТ 9567-75;
ГОСТ 9941-81; ГОСТ 550-75.
Условное обозначение последовательно соединенных аппаратов состоит из условного обозначения аппарата, умноженного
на количество соединяемых аппаратов:
50
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Теплообменник [(ТТ 48/89 – 6,4/4,0)/6 – ПР – М 1] х 3 ОСТ
26-02-2033-80.
1.8.3. Пластичные теплообменные аппараты
Современные пластичные аппараты – один из наиболее
эффективных видов теплообменного оборудования поверхностного типа в пищевой промышленности. Основным теплопередающим элементом в них является штампованная из листа нержавеющей стали толщиной 0,7-1,2 мм пластина с гофрированной поверхностью. Рабочая поверхность пластины окружена специальным пазом, в который уложена уплотнительная прокладка,
закрепленная клеем или клипсами. Эта кольцевая прокладка охватывает также два угловых отверстия (с одной стороны пластины или по диагонали). Два остальных отверстия, создающие
транзитный проход для второй рабочий среды, герметизируются
малыми прокладками. При сжатии некоторого количества пластин между ними образуются щелевые зигзагообразные каналы
для движения теплоносителей. Пластинчатые аппараты достаточно компактны и легко разбираются для осмотра и чистки
Одной из важнейших особенностей пластинчатых аппаратов является практически неограниченная возможность организовать движение жидкости между пластинами с учетом многих
факторов, влияющих на работу аппарата. Это достигается варьированием схем движения потоков жидкостей между пластинами.
На рис. 1.16 приведено три варианта компоновки аппарата,
состоящего из девяти пластин. Сплошной линией показана схема
движения холодного теплоносителя, а штриховой – горячего.
Параллельное движение характерно тем, что холодный и
горячий теплоносители движутся либо в одном направлении
(прямоток), либо навстречу друг другу (противоток). При последовательном движении противоточное движение чередуется с
прямоточным, причем число каналов, работающих прямо - и противоточно, одинаково. Смешанное движение характерно тем, что
одновременно в аппарате имеют место оба вида движения, при
этом преобладает параллельное. При сборке аппарата необходимая схема движения теплоносителей в ней обеспечивается распо51
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ложением пластин (верх, низ, прямая сторона, обратная сторона).
Все пластины в аппарате собираются в пакеты.
а
б
в
Рис. 1.16. Схемы движения в пластинчатых теплообменниках:
а – параллельное; б – последовательное; в – смешанное
Пакетом называют группу пластин, образующих каналы, в
которых теплоноситель движется в одном направлении. Понятие
пакета эквивалентно понятию хода в кожухотрубчатых теплообменных аппаратах. Каждый канал ограничен двумя соседними пластинами. Суммарное число пластин в аппарате на единицу больше
общего числа каналов для горячего и холодного теплоносителей.
На рис. 1.16, а при параллельной схеме движения потоков в аппарате из девяти пластин имеет место один пакет из четырех каналов для
горячего теплоносителя и один пакет из четырех каналов для холод4
ного теплоносителя. Подобная схема потоков представляется как .
4
Числитель дроби относится к горячему теплоносителю, а знаменатель – к холодному. Количество чисел, приведенных в числителе,
соответствует числу пакетов для горячего теплоносителя, а в знаменателе – для холодного теплоносителя.
Представленная на рис. 1.16, б схема потоков обозначается
1+1+1+1
. Это означает, что для обоих теплоносителей в аппа1+1+1+1
рате имеется по четыре пакета (хода) с одним каналом в каждом.
2+ 2
Схема каналов, проведенная на рис. 1.16, в обозначается
,
2+ 2
так как оба теплоносителя в аппарате имеют по два пакета, в каждом
из которых по два параллельных канала. В общем случае необязательно, чтобы число каналов для горячего и холодного теплоносителей было бы одинаковым. Одинаковым (или почти одинаковым)
должно быть общее число каналов для каждого из теплоносителей.
52
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При компоновке пластин в аппарате необходимо помнить,
что при неизменной производительности аппарата увеличение
числа пакетов в аппарате ведет к уменьшению числа каналов и
росту скорости движения теплоносителя. Увеличение скорости
движения теплоносителя приводит, с одной стороны, к росту коэффициента теплоотдачи, а с другой стороны – к значительному
увеличению гидравлического сопротивления (пропорционально
скорости в степени n , где 1 ≤ n ≤ 2).
Для изготовления пластинчатых теплообменников используются пластины различной формы,
обеспечивающие различную интенсивность теплоотдачи при движении теплоносителей в канал между ними [36]. В настоящее время
наиболее перспективными считаются пластины ленточно- и сетчаРис. 1.17. Схема движения
то-поточного типов.
жидкости в пакете из ленточК первому типу относятся
но-поточных машин
пластины с горизонтально или наклонно расположенными гофрами. При сжатии таких пластин в
пакет между ними образуются щелевые каналы зигзагообразно
изогнутой ленты.
На рис. 1.17 представлена схема течения в щелевых каналах пластин
ленточно-поточного
типа.
Техническая характеристика наиболее распространенных пластин ленточно-поточного типа приведена в
табл. 1.12.
Сетчато-поточные пластины
при сжатии их в пакет образуют каРис. 1.18. Движение жидко- налы, напоминающие набор сеток,
сти в зазоре между сетчато- продвигаясь через которые, поток
поточными пластинами с
жидкости многократно разделяется
полусферическими сферами
на отдельные струйки (как при движении через ячейки сеток), которые также много раз соединяются
53
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
и разделяются между собой (за сеткой) вновь. Такой эффект создается благодаря наличию на пластинах множества полусферических выступов (рис. 1.18) или выступов иной формы, которые
при сжатии пластин в пакет соприкасаются с соседними пластинами. Наличие большого числа таких контактов придает пакету
пластин более высокую жесткость по сравнению с жесткостью
пакета из ленточно-поточных пластин.
Таблица 1.12
Техническая характеристика ленточно-поточных пластин
Показатели
П-1*
0,145
Поверхность теплопередачи, м2
Размеры пластины, м:
0,8
длина
0,225
ширина
22
Число гофр
23
Шаг гофрировки ,мм
Угол при основании гофр, º
Максимальное расстояние между
пластинами, мм
Расстояние между пластинами
по нормали к образующим гофр,
мм
Ширина омываемой поверхности
пластины, м
Приведенная длина гофрированной поверхности, м
Сечение угловых отверстий, см2
Гидравлический эквивалентный
диаметр, м
* Маркировка пластин ВНИЭКИпродмаша.
** Маркировка пластин УкрНИИхиммаша.
Марка пластин
П-2*
П-3*
(0,2 Г)**
0,43
0,198
П-4*
(0,5 Г)**
0,5
1,0251
0,27
29
22,5
35
1,170
0,416
38
22,5
-
1,370
0,500
31
30
30
3,5
-
5,5
2,8
-
4,8
0,27
-
0,445
0,74
35,3
-
1,18
104
0,0056
-
0,0091
Техническая характеристика пластин сетчато-поточного
типа приведена в табл. 1.13. В соответствии с ГОСТ 15518-70
предусмотренны пластинчатые теплообменники в следующих
исполнениях: I –на консольной раме (рис. 1.19); II – на двухопорной раме (рис.1.20); III – трехопорной раме (рис. 1.21).
54
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 1.13
Техническая характеристика пластин сетчато-поточного типа
Показатели
Габаритные размеры, мм:
длина
ширина
толщина
Поверхность теплообмена,м2
Масса пластины, кг
Шаг гофр вдоль потока, мм
Высота гофр, мм
Количество гофр
Гидравлический
эквивалентный диаметр канала, м
Площадь поперечного сечения канала, м2
Смачиваемый периметр в
поперечном сечении, м
Ширина канала, мм
Зазор между пластинами, мм
Приведенная длина канала, м
Площадь поперечного сечения
коллектора,
м2
Наибольший диаметр условного прохода присоединяемого штуцера, мм
Рис. 1.19. Пластинчатый
теплообменник на консольной раме
0,5 Е
Марка пластин
0,5М
0,3
0,2 к
1370
500
1
5,2
5,4
16,2
4
66
1380
500
1
0,5
5,6
20,8
5
48
1370
300
1
0,3
3,2
20,8
4
50
650
650
1,2
0,2
3,8
42 и 75
3,8
15
1375
660
1
0,63
6,5
20,8
4,5
72
0,008
0,0096
0,008
0,0076
0,0074
0,001
0,0024
0,0011
0,0016
0,00262
8
0,9
450
4
1
485
5
1
0,55
250
4
1,12
0,87
430
3,8
0,45
1,141
600
4,5
0,893
1,15
0,017
0,0045
0.0082
0,00324
150
150
65
100 и
150
200
0,63
Первые буквы в условном обозначении – это тип теплообменного аппарата: Т – теплообменник; П – пластинчатый; Р, БС, С, П – вид теплообменника; Р – разборный, БС – блочный
сварной, С – сварной, П – полуразборный; следующая цифра с буквой или
без буквы – тип пластины; цифры после
тире обозначают площадь поверхности
теплообмена аппарата, конструктивное
исполнение, марку материала пластины
и марку материала прокладки.
55
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Например, ТПР 0,5E 16-1-2-10 – теплообменник пластинчатый разборный с пластинами 0,5Е, площадью поверхности теплообмена 16 м2, на консольной раме, материал пластин и патрубков – сталь 12Х18Н10Т, материал прокладки – теплостойкая резина СУ-359.
Рис. 1.20. Пластинчатый аппарат на двухопорной раме с пластинами
марки П-0,3
Рис. 1.21. Пластинчатый аппарат на трехопорной раме с пластинами
марки 1-0,5Е
Для производства пластин используется листовая сталь из
углеродной оцинкованной стали 08кп (ГОСТ 14918-69), углеродистой 08кп (ГОСТ 1050-60), коррозионностойких сталей
12Х17Н13М3Т, 06ХН28МТД и Х18АН5 (ГОСТ 5632-72), титано-
56
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
вого сплава ВТ1-00 (АМТУ 475-1-67), алюминия АМг-5 (АМТУ
443-59), мельхиора МНЖмц 30-0,8-1 (ГОСТ 492-52) и из
МНЖМц других штампуемых металлов и сплавов. При эксплуатации аппаратов с агрессивными средами на пластины может
быть нанесено дополнительное антикоррозионное покрытие, например, в виде пленки из фторопласта.
В зависимости от особенностей теплоносителей для более
надежного уплотнения каналов между пластинами используется
прокладки из резины различных марок.
Резина СУ-359 (ТУ 38-10-5376-72) на каучуковой основе
СКМС-30 и АРКМ-15 (бутадиенметилстирольный каучук) предназначается для растворов минеральных солей, гидролизата при
температуре до 120 ºС. Резина теплостойкая в водяном паре при
140 ºС.
Резина 4326 (МРТУ 38-5-1166-64 ,ТУ 38-10-5376-72) на основе бутадиеннитрильного каучука СКН-18 применяется для аппаратов, предназначенных для охлаждения до -30 и нагревания
до 100 ºС машинных масел, нефти, солярового масла, керосина,
бензина, дизельного топлива, фреона, метанола, морской воды.
Резина ИРП-1377 (ТУ 38-305-2-72) повышенной теплостойкости на основе каучуков этиленпропиленового СКЭП и бутадиенметилстирольного СКМС-10 предназначается для аппаратов, служащих для нагрева до 140 ºС метилпирролидона (ДМФА)
с парами воды; до 150 ºС – паров воды с фурфуролом (5%); до
160 ºС –растворов минеральных солей.
Резина 51-1481-2 (ТУ 38-305-2-72) на основе этиленпропиленового каучука СКЭП полностью может заменить резину ИРП1377.
Резина51-3042 (ТУ 38-305-2-72) на основе этиленпропиленового каучука СКЭПТ применяется для аппаратов предназначенных для нагрева уксусной кислоты до 118 ºС; уксусного ангидрида до 90 ºС; ацетальдегида до 45 ºС; бутилового спирта до
120 ºС; паров воды с фурфуролом- до 150 ºС.
Резина ИР-79 (ТР 51-20-617) на основе бутилкаучука употребляется для аппаратов, в которых можно нагревать жидкие пищевые продукты до 120 ºС.
Резина ИРП-1401 (ВТР-30309) на основе силиконового
57
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
каучука СКТВ-1 предназначается для аппаратов, в которых нагреваются жидкие и пастообразные пищевые продукты до 140 ºС.
Основные параметры пластинчатых теплообменников приведены в табл. 1.14.
Исполнение по
материалу
Таблица 1.14
Поверхность теплообмена и основные параметры разборных
пластинчатых теплообменников в соответствии с ГОСТ 15518-79
Площадь поверхности теплообмена F, число пластин N и масса аппарата М при площади одной платины f
f=0,2 м2
f= 0,3 м2
f= 0,5 м2
f=0,6 м2
f=1,3 м2
F, N, M, F, N, M, F, N, M,
м2 шт кг м2 шт кг м2 шт кг
I
2,0
3,2
4,0
5,0
6,3
II 8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
25,0
III
-.
-
58
12
18
22
28
34
44
56
64
82
102
126
-
- 3,0
- 4,0
- 5,0
- 6,3
- 8,0
- 10,0
480 12,5
505 16,0
525 20,0
550 25,0
570 625 675 705 880 965 1050 -.
-
12
16
20
24
30
36
44
56
70
86
-
291
307
325
340
362
388
602
646
699
756
-
10,0
12,5
16,0
20,0
25,0
31,5
40,0
50,0
63,0
80,0
100
110
125
140
150
160
200
250
300
-
20
24
32
40
48
62
78
98
122
154
194
212
242
270
290
310
404
504
604
-
580
605
655
705
760
1400
1515
1655
1810
2040
2295
2425
2662
2805
2945
3085
3780
4320
4860
-
F, N, M, F, N,
м2 шт кг м2 шт
10,0
12,5
16,0
20,0
25,0
31,5
40,0
50,0
63,0
80,0
100
110
125
140
150
160
140
150
160
180
200
220
250
280
300
320
20 1003
24 1031
30 1081
36 1126
44 1187
56 1307
70 1407
86 1519
108 1677
136 1878
170 2120
186 2236
210 2406
236 2590
252 2706
370 2838
236 3450
252 3559
270 3700
304 3926
340 4179
372 4405
420 4745
470 5111
504 5337
540 5592
200
300
400
500
600
-
156
232
310
388
464
-
M,
кг
4100
5200
6310
9950
11050
-
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.8.4. Спиральные теплообменные аппараты
Спиральный теплообменник представляет собой аппарат,
теплопередающая поверхность которого изготовлена из стальной
полосы, свернутой по спирали. Для придания спиралям достаточной устойчивости против смятия под действием одностороннего
давления на поверхности ленты предусмотрены упорные штифты. При навивке ленты в спираль по торцам каналов закладывают
дистанционные проставки, которые вместе с упорными штифтами обеспечивают заданный зазор между стенками.
В спиральных теплообменниках легко организовать различные схемы движения теплоносителей: прямоток, противоток
или перекрестный ток. Схемы движения потоков теплоносителей
в спиральных аппаратах наглядно показаны на рис. 1.22.
а
б
в
Рис. 1.22. Схемы движения потоков теплоносителей в спиральных теплообменниках: а – с глухими каналами; б – со сквозными каналами; в –
с тупиковыми каналами
По видам уплотнения торцов каналов спиральные аппараты
подразделяют на следующие:
1) с глухими каналами, которые заверены на торцах с обоих
сторон аппарата (рис 1.22, а);
2) со сквозными, открытыми с обоих торцов, каналами
(рис. 1.22, б);
3) с тупиковыми каналами, один из которых заварен с одной стороны при помощи вставленной ленты (рис. 1.22, в).
Аппараты со стороны открытых каналов снабжены легко
59
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
откидывающимися торцевыми крышками с резиновыми уплотнениями.
Аппараты с глухими каналами применяют для нагревания и
охлаждения теплоносителей, не образующих загрязнений, или
образующих загрязнения, легко смываемые химическими моющими растворами. Такие аппараты моют без разборки.
Для тепловой обработки высоковязких жидкостей целесообразно использовать аппараты со сквозными каналами, в которых вязкая жидкость будет двигаться по прямым каналам, а второй – менее вязкий теплоноситель – по спиральному.
Аппараты с тупиковыми каналами наиболее распространены и применяются в тех случаях, когда крайне нежелательно даже случайное смешивание теплоносителей.
В соответствии с ГОСТ 12067-80 спиральные теплообменника изготавливаются двух типов:
Тип 1 – в двух исполнениях: исполнение 1 – для теплообмена между жидкостями и газами; исполнение 2 – для конденсации паров и нагревания жидкости. На рис. 1.23 представлен общий вид теплообменника для конденсации паров и нагревания
жидкости (тип 1, исполнение 2).
Рабочая среда: I – пар, II – жидкость.
Рис. 1.23. Общий вид теплообменника: тип 1, исполнение 2
60
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
700
780
320 900
1100
980
1050
400
1280
14,3
17,9
250 100 65 700
22,5
28,6
22,7
1100
28,6
300 150 80
1000 31,5
1250 40
0,123
0,18
0,236
0,34
0,275
0,336
0,43
0,43
0,0084 30,24
0,0138 49,68
0,012
0,015
43,2
54
Материал ленты по
ГОСТ 3.0-71
Вес, кг
Пропускная способность при
скорости 1 м/с, м3/ч
Для 2 рабочей
среды
Площадь
поперечного
сечения канала,
м2
Для 1 рабочей
среды
Длина канала, м
Ширина ленты, мм
D3, мм
D2, мм
250
D1, мм
1150
1225
1350
1450
1500
1585
1800
1960
D, мм
A2, мм
20
630
25
1230
1610 1360 900 700
31,5
40
750
12
50
2090 1820 1150
720 1525
750
63
80*
1990 1720 1100
900 1400
100*
2250 2000 1270 885
A1, мм
A, мм
l, мм
h2, мм
h1, мм
h, мм
Н, мм
Ширина канала, мм
Поверхность теплообмена, м2
Таблица 1.15
Основные размеры (мм) и характеристики теплообменников из углеродистой стали
1650
2000
ВСт.3сп4
2600
3200
4000
4800
ВСт.3сп5
5500
6000
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Тип 2 – в трёх исполнениях: исполнения 1 – для подогрева
сточных вод и других загрязненных жидкостей; исполнение 2 –
для высоковязких жидкостей и газов; исполнение 3 – для охлаждения нитрозной ерной кислоты.
Основные размеры и характеристика теплообменников типа 1 исполнения 2 (конденсаторов паров) проведена на рис. 1.23 и
в табл. 1.15.
Для изготовления спиральных аппаратов используют ленты
шириной от 0,2 до 1,5 м из следующих материалов: углеродистая
сталь ВМСт 3, стали X18H10Т, 0X18H10Т, X17H12М2Т. В качестве прокладок используют резину, паронит, фторопласт, асбестовый картон и другие материалы.
Пример условного обозначения аппарата:
Теплообменник спиральный ТС-1-2-31,5-6-2 ГОСТ 12067-80,
где Т – теплообменник;
С – спиральный;
1 – тип теплообменника;
2 – исполнение теплообменника;
31,5 – площадь поверхности аппарата, м2;
6 – условное давление в аппарате, кг/см2;
2 – материал аппарата (из углеродистой стали).
1.8.5. Другие виды теплообменных аппаратов
В пищевой промышленности наряду с рассмотренными
выше находят применение и другие виды теплообменных аппаратов: змеевиковые (подогрев воды, кипятильники бражных колонн и др.), аппараты с рубашками и змеевиками (приготовление
растворов и суспензий, проведение процессов растворения и др.),
оросительные (охлаждение жидкостей и газов, конденсация паров и др.), комбинированные, состоящие из кожухотрубчатой и
змеевиковой частей (конденсация спиртовых паров и их охлаждение) и другие.
Оросительными называются такие теплообменные аппараты, в которых теплота от рабочей среды передаётся через стенку
орошающей её жидкости, стекающей по наружной поверхности
труб в виде тонкой плёнки. Оросительные теплообменники вы62
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
полняются большей частью трубчатыми, причём трубы могут
иметь сечения различного профиля, и собираются из нескольких
параллельных секций. Для распределения орошающей воды над
верхней трубой устанавливается оросительное устройство – ороситель в виде желобов с зубчатыми стенками или труб с отверстиями, расположенными сверху или снизу. Оросители располагают иногда и между трубами (при большом расстоянии между
ними) для направления движения жидкости. Под теплообменниками устанавливают поддон для сбора стекающей жидкости. Охлаждаемые жидкость или газ подаются обычно в теплообменник
снизу, а если аппарат служит конденсатором, то пар подаётся
сверху. В теплообменнике имеет место многократный перекрестный ток.
По способу передачи теплоты теплообменники делятся на
собственно оросительные, у которых теплота отводится за счёт
нагрева орошающей жидкости, и испарительные, где процесс
осуществляется благодаря испарению этой жидкости.
Положительные качества оросительных теплообменников – сравнительно
легкое
получение необходимой теплопроизводительности, пониженный расход
воды, простая технология изготовлеРис. 1.24. Оросительный холодильник для охлажде- ния
и ремонта,
ния сусла с коллекторным соединением труб: 1 –
удобство
осмотра и
ороситель; 2 – поверхность теплообмена; 3 – проочистки
труб,
легко
кладки; 4 – поддон
обеспечиваемая
герметичность конструкции – привели к распространению этого
типа теплообменных аппаратов в ряде отраслей пищевой промышленности.
На рис. 1.24 показан оросительный холодильник для охлаждения сусла с коллекторным соединением труб.
63
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Он состоит из параллельных горизонтальных труб, расположенных одна над другой в вертикальной плоскости. Снаружи
по трубам тонким слоем стекает охлаждаемое сусло, внутри противотоком, то есть снизу вверх, движется вода. Снижение температуры сусла в холодильнике до температуры 5 - 6 ºС, т. е. до
обычных температур начального периода низового брожения,
требует в летнее время предварительного охлаждения воды, осуществляемого в рассольных холодильных установках. С целью
экономии расход охлажденной воды стремятся свести к минимуму, разбивая холодильник на две секции: в верхней сусло охлаждают обыкновенной водопроводной или артезианской водой, а в
нижней – до конечной температуры – охлаждённой водой или
рассолом.
Иногда холодильники для сусла делят на три секции, причём для верхней секции охлаждающей средой является водопроводная вода, для средней – охлажденная или артезианская вода, а
для нижней – охлаждённый рассол или холодильный агент. В теплообменнике осуществляется попарное коллекторное соединение труб. Это позволяет располагать трубы с малым шагом, что
способствует улучшению не только габаритных показателей теплообменника, но и его теплотехнических свойств.
Такая
конструкция технологична
и удобна в эксплуатации с точки зрения
очистки внутренней
поверхности труб в
теплообменнике.
В оросительном
охладителе (рис. 1.25)
трубы в горизонтальном положении укрепляют одну над другой
в двух боковых
Рис. 1.25. Оросительный охладитель для охлажколлекторах, в полосдения молочных продуктов с коллекторным соединением труб: 1 – ороситель; 2 – поверхность
тях которых сделаны
теплообмена; 3 – прокладки; 4 – поддон
перемычки таким об64
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
разом, что в собранном охладителе охлаждающая жидкость последовательно подаётся снизу вверх из трубы в трубу. С боков
оба коллектора закрывают крышками с перегородками и резиновыми прокладками. В верхней части охладителя установлен ороситель, в нижней – поддон.
Охладитель может иметь две секции: нижняя секция охлаждается рассолом, а верхняя – водой.
Для равномерного распределения орошающей жидкости по
внешней поверхности теплообменных труб используют различные конструкции оросителей (рис. 1.26).
Рис. 1.26. Конструкции оросителей: а – двухсторонний желоб для небольших расходов воды; б – двухсторонний желоб для больших расходов воды; в – односторонний желоб для небольших расходов воды; г –
двухсторонний желоб прямоугольного сечения; д – двухсторонний желоб треугольного сечения; е – двухсторонний желоб трубчатый с плавником; ж – двухсторонний желоб прямоугольного сечения с плавником
Они выполняются в виде труб или желобов. В оросителях
трубчатого типа жидкость вытекает многочисленными струями
65
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
через отверстия, расположенные либо на верхней, либо на нижней образующей трубы. В этом случае отверстия рекомендуется
делать диаметром 1-2 мм и располагать их на расстоянии 20-25
мм друг от друга. На охлаждаемую поверхность в трубахоросителях с верхними отверстиями по нижней образующей приваривают плавники.
Трубчатый вариант оросителя может быть выполнен с узкими продольными щелями в нижней части трубы.
Желобковые оросители изготовляются с патрубками или с
прорезями на верхних кромках желоба, через которые жидкость
стекает переливом. Желоба изготовляются круглого, треугольного и прямоугольного сечения с одно или двухсторонним переливом; для направления потока жидкости часто приваривают плавники.
Комбинированный конденсатор-холодильник относится к
теплообменным аппаратам специального назначения и служит
для конденсации спиртовых паров брагоректификационной установки и охлаждения их конденсата. Он состоит из трубчатой части, предназначенной для конденсации спиртовых паров и представляющей собой вертикальный одноходовой кожухотрубчатый
теплообменник, и змеевиковой части, представляющей собой
корпус с расположенным в нём змеевиком из медной тянутой
трубы. Внутренний объём змеевика соединен с межтрубным пространством конденсатора, поэтому конденсат пара этилового
спирта движется внутри змеевика. Охлаждающая вода поступает
в корпус холодильника снизу и движется вверх к трубам конденсатора, омывая наружную поверхность змеевика.
Особенности конструкции комбинированного конденсатора-холодильника, приводящие к некоторым отличиям от стандартных тепловых, конструктивных и гидравлических расчётов
рассмотрены в приводимом ниже примере расчета аппарата.
1.9. Расчет толщины слоя изоляции аппарата
Температура поверхностей теплообменных аппаратов в
пищевой и химической промышленности не должна превышать
40 °С [46].
66
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для расчета толщины слоя
изоляции рассмотрим процесс
передачи теплоты через многослойную (стальная стенка корпуса и слой изоляции) плоскую
стенку ( dвн > 0,5dнар ) (рис. 1.27).
Поскольку процесс передачи теплоты – установившийся
Рис. 1.27. Схема процесса теппроцесс, то справедливо равенстлопередачи через многослойную во
стенку
q = q1 = q2 = qст = qи ,
где
(
)
q1 = α1 Tгр − tст1 = α1 ∆t1 ,
(1.67)
(
(1.68)
)
q2 = α Σ tи − tокр = α Σ ∆t2 ,
tст1 − tст2 ∆tст
=
,
(1.69)
δ ст
rст
λст
t −t
∆t
qи = ст2 и = и ,
(1.70)
δи
rи
λи
где q1 – удельный тепловой поток от горячего теплоносителя к
стенке, Вт/м2; q2 – удельный тепловой поток от поверхности слоя
изоляции к окружающему воздуху, Вт/м2; qст – удельный тепловой
поток через стенку аппарата, Вт/м2; qи – удельный тепловой поток
через слой изоляции, Вт/м2; Тгр – температура горячего теплоносителя, ºС; tст1 – температура поверхности стенки аппарата со стороны горячего теплоносителя, ºС; tст2 – температура поверхности
стенки аппарата со стороны слоя изоляции, ºС; tи = 40 °С – температура наружной поверхности слоя изоляции; tокр – температура
окружающего воздуха, ºС.
Расчет толщины слоя изоляции ведут в следующей последовательности:
- рассчитывают коэффициент теплоотдачи от поверхности
изоляции к воздуху αΣ;
qст =
67
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
- из уравнения (1.68) определяют q2;
- рассчитывают коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке кожуха аппарата α1;
- из уравнения (1.67) рассчитывают tст1;
- из уравнения (1.69) рассчитывают tст2;
- из уравнения (1.70) определяют толщину слоя изоляции.
Расчет коэффициента теплоотдачи от поверхности изоляции к окружающей среде (воздуху) в закрытом помещении можно вести по приближенной формуле [33]
α Σ = 9,74 + 0,07 ∆t ,
(1.71)
где αΣ – суммарный коэффициент теплоотдачи лучеиспусканием
и конвекцией, Вт/(м2 К); ∆t – разность температур между поверхностью слоя изоляции tи и окружающего воздуха tокр, °С.
Для расчета коэффициента теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке кожуха аппарата используют формулы и уравнения, соответствующие условиям теплоотдачи. Например, при
конденсации пара в межтрубном пространстве вертикального
кожухотрубчатого теплообменного аппарата может быть применена формула (1.60).
Поскольку температура поверхности стенки со стороны горячего теплоносителя неизвестна, то ее расчет ведут методом последовательных приближений (см. подраздел 1.7).
При выборе изоляционного материала следует иметь ввиду,
что использование стекловолокна, минеральной ваты или асбеста
нецелесообразно в связи с тем, что волокна этих веществ при попадании в организм человека могут вызывать (стимулировать)
появление злокачественных опухолей [47].
Потери теплоты в окружающую среду определяют по формуле
Qпот = q F ,
(1.72)
2
где q – удельная тепловая нагрузка, Вт/м ; F = π Dи Н – площадь
наружной поверхности слоя изоляции, м2; Dи = Dн + 2 δ и – диаметр аппарата со слоем изоляции, м; Dн – наружный диаметр
корпуса аппарат, м; Н – высота (длина) корпуса аппарата, м.
Величину потерь теплоты по отношению к тепловой на-
68
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
грузке аппарата рассчитывают по формуле (Qпот / Q) ⋅ 100 % и
сравнивают с ранее принятыми (формула (1.6)).
69
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЕТ
Цель конструкторского расчета рекуперативных теплообменных аппаратов с трубчатой поверхностью теплообмена при
выполнении курсового проекта – расчет диаметров штуцеров и
выбор конструкционных материалов для изготовления аппарата;
трубных решеток, способов размещения и крепления в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху; конструкторской
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; места установки контрольно-измерительной аппаратуры и т. п. При необходимости выполняют расчет элементов теплообменника на прочность и жесткость.
Приведенные выше задачи решаются при выполнении конструкторского расчета кожухотрубчатых аппаратов. При расчете
других типов теплообменных аппаратов эти задачи могут изменяться или дополняться.
При выполнении конструкторского расчета теплообменников типа «труба в трубе» обычно решаются задачи выбора конструктивных материалов для изготовления узлов и деталей аппарата; определяя длины элементов теплообменника и их количества;
расчета фланцевых соединений теплообменника и калачей, расстояния между элементами и выбора штуцеров для соединения
кожуховых труб, прокладок для фланцевых соединений; разработки схемы компоновки элементов в аппарате, определения габаритных размеров аппарата, выбор способа его крепления и
крепежных элементов; проверки необходимости установки компенсирующих устройств.
Целью конструкторского расчета спирального теплообменника является выбор материалов для изготовления аппарата; расчет схемы расположения спиралей теплообменника (шагов обоих
спиралей t1 и t 2 ; радиусов полувитков спиралей и их количества;
ширины, толщины и высоты керна; расчет длины листов спиралей и диаметра аппарата); расчет диаметров штуцеров для ввода в
70
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
аппарат теплоносителей вывода их из аппарата; определение мест
установки штуцеров в соответствии с типом и исполнением теплообменника; выбор аппаратных и арматурных фланцев и их
размеров; выбор крышек и опоры аппарата.
Пластинчатые теплообменные аппараты состоят из стандартных узлов и деталей, поэтому основные задачи их конструкторского расчета сводятся к определению числа пластин в аппарате, числа пакетов для каждого из теплоносителей, составлению
формулы компоновки и построению компоновочной схемы; проверке диаметров штуцеров для теплоносителей, выбору стандартных фланцев для них; определению габаритных размеров
аппарата.
Оросительные теплообменные аппараты менее стандартизированы, чем кожухотрубчатые, типа «труба в трубе», спиральные или пластинчатые аппараты. Поэтому особое внимание при
выполнении их конструкторского расчета следует обращать на
выбор материалов для изготовления труб холодильника и других
его узлов, определения числа труб в каждой секции и размеров
аппарата, способа крепления труб в коллекторах и крышек коллекторов к ним; расчет диаметров штуцеров для ввода и вывода
теплоносителей; выбор фланцев и разработку конструкций распределителя охлаждаемой жидкости и поддона.
Комбинированный конденсатор-холодильник относится к
аппаратам специального назначения, поэтому при конструировании аппарата возможно принятие нестандартных решений, проявление творческого подхода к решению следующих задач: выбору материалов для его изготовления; способа размещения труб
в трубной решетке и их крепления; определения числа труб и
диаметра корпуса конденсатора и холодильника и их высоты (габаритных размеров аппарата); выбор крышек и длину аппарата;
расчет диаметров штуцеров для ввода и вывода теплоносителей и
выбор опор аппарата; разработке узлов ввода и вывода змеевика
и другое.
Примеры выполнения конструкторского расчета пластинчатого, спирального, оросительного теплообменников и комбинированного конденсатора-холодильника приведены в примерах
проектного расчета соответствующих аппаратов (см. раздел 5).
71
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Ниже приведены сведения и нормативные рекомендации по
конструкторскому расчету кожухотрубчатых теплообменных аппаратов.
2.1. Выбор конструкционных материалов для изготовления
аппарата
Конструкционные материалы для теплообменных аппаратов должны удовлетворять требованиям к механическим свойствам, а также отличаться теплоустойчивостью, коррозионной
стойкостью, быть дешевыми и недефицитными.
Материал выбирают по рабочим условиям в аппарате: температуре, давлению, химическим свойствам и концентрациям теплоносителей, колебаниям нагрузки и др. Указания по назначению и условиям применения того или иного материала приведены в [3, 6, 7,10, 22, 25], а также в ОСТ 26-291-94, ГОСТ 5520-79,
5632-72, 4784-97 и 19807-91. По применяемым материалам теплообменники делятся на определенные группы (табл. 2.1).
Таблица 2.1
Группы материального исполнения теплообменных аппаратов
Диа- Расчет- Группа материального исполнения
метр ное
аппа- давлерата, ние, М1,
Б2,
мм
МПа М4 М2 МЗ Б1 БЗ
300
400
500
72
1,6
2,5
4,0
+
+
+
+
+
-
+
+
+
-
-
1,6
2,5
4,0
6,4
1,6
2,5
4,0
6,4
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
-
+
+
+
-
-
-
РасДиа- чет- Группа материального исполнения
метр ное
аппа- давле
рата, ние, М1,
Б2
М2 МЗ Б1
мм
М4
БЗ
МПа
1,6
+
+ + + +
2,5
+
- + + +
800
4,0
+
- + + +
6,4
+
- + 1,6
+
- + + +
1000 2,5
+
- + + +
4,0
+
- + + +
1,6
+
- + + +
1200
2,5
+
- + + +
1,6
+
- + + +
1400 2,5
+
- + + +
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 2.2
Материалы основных узлов и деталей холодильников (ГОСТ 15120-79)
Группа
материального исполнения
Кожух
М1
М3
ВСтЗсп5 ГОСТ
14637-89
М 11
М 12
Б2
ВСтЗс5 ГОСТ
14637-89
ВСтЗсп5 ГОСТ
14637-79
М6
М 10
Узлы и детали
Распределительная камера и
крышки
Сталь X18H10Т
ГОСТ 5632-72 и
ГОСТ 7350-77
Трубы - сталь
ГОСТ 9940-81
Сталь
X17Н13М2Т
ГОСТ 5632-71
ГОСТ 7350-77
Трубы - сталь
X17H13M2T
ГОСТ 9940-81
ВСтЗсп5 ГОСТ
14637-79
Трубы - сталь 20
ГОСТ 8731-74
16ГС
ГОСТ 5520-79
Двухслойная
сталь ВСтЗсп5
X18H10T или
16ГС-Х18Н10Т
ГОСТ 10885-85
Двухслойная
сталь ВСтЗсп5 XI7H13M2T или
16ГС-17H33M2T
ГОСТ 10885-85
Трубы
Стали 10 и 20 ГОСТ
8733-74
Латунь ЛОМш 70-10,06 ГОСТ 494-90
Латунь ЛАМш 77-20,06 ГОСТ 494-76
Сталь ОХ18Н10Т,
X18H10T
ГОСТ 9941-81
В СтЗпопс5
ГОСТ 14637-79
Сталь
Х17Н13М2Т
ГОСТ 9941-81
Сталь 0Х22Н5Т
ГОСТ 9941-81 и
ГОСТ 5632-72
ВСтЗсп5 ГОСТ
14637-79
Сталь 0Х18Н10Т,
X18Н10Т
ГОСТ 9941-81
В СтЗсп5 ГОСТ
14637-79
Сталь
Х17Н13М2Т
ГОСТ 9941-81
73
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При выполнении курсового проекта рекомендуется пользоваться таблицами из ГОСТ 15119-79 (например, табл. 2.2), 1512079, 15121-79, 15122-79, в которых указаны материалы основных
деталей в зависимости от группы материального исполнения.
Примечания: 1. Теплообменники с трубными решетками из
сталей марок 12Х18Н10Т, 10Х17Н13М2Т следует применять до
350 °С.
2. Теплообменники исполнения М12 следует применять до
300 °С.
При проектировании теплообменников необходимо следить
за соответствием выбранного материала, указанному в таблицах
государственных стандартов.
2.2. Выбор трубных решеток, способов размещения и крепления
в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху
Трубная решетка представляет собой диск, в котором высверлены отверстия под трубки, и служит вместе с трубками для
разделения трубного и межтрубного пространств. Трубные решетки изготовляются обычно цельными, вырезкой из листа, лишь
в отдельных случаях – из двух или трех частей с расположением
продольных стыков электросварных швов между рядами трубных
отверстий.
Расчет трубных решеток требует сведений из области теории упругости и расчетов на ползучесть и релаксацию.
Для надежного крепления трубок в трубной решетке ее
толщина S р(min) , (в мм) должна быть не менее
dн
+C ,
(2.1)
8
где С = 5 для стальных и С = 10 для трубных решеток из цветных
сплавов. Считают [13], что минимальная толщина стальной трубной решетки 10 мм.
Толщину трубной решетки выбирают в зависимости от
диаметра кожуха аппарата и условного давления в аппарате
(табл. 2.3). Размещение отверстий в трубных решетках и их шаг
регламентируются для всех теплообменников ГОСТ 9929-82.
S р(min) =
74
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 2.3
Толщина трубной решетки теплообменника
Ру,
МПа
0,25
0,6
1,0
1,6
2,5
4,0
6,4
10,0
16,0
20,0
Толщина, мм, трубной решетки теплообменника при диаметре
аппарата, мм
159
13
17
21
25
27
27
35
43
47
79
273
18
20
23
28
31
39
45
57
65
107
325
18
20
24
28
32
42
50
66
74
-
400
18
23
25
32
39
50
59
74
-
600
20
25
31
45
51
58
71
-
800
21
27
39
49
59
71
-
1000
32
48
54
74
-
1200
32
54
64
-
В теплообменниках типа ТН и ТК трубы размещают по
вершинам равносторонних треугольников (рис. 2.1, а) со следующими значениями шага t при наружном диаметре труб dн:
dн, мм
t, мм
16
21
20
26
25
32
38
48
57
70
Для ТП и ТУ установлено размещение отверстий под трубки по вершинам квадратов (рис. 2.1, б) или равносторонних треугольников (рис. 2.1, а) с таким же шагом.
Кроме этих основных способов трубы размещают по концентрическим окружностям (в кислородной аппаратуре) и
комбинированно, например, в многоходовых теплообменниках
Рис. 2.1. Размещение отверстий в решетках
в каждом ходу применяется разметка по треугольникам, а между ходами – по квадра75
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
там для того, чтобы легче разместить перегородки. Разметка
трубных решеток для крепления U-образных трубок отличается
тем, что средняя часть решетки остается незаполненной трубами.
При выполнении курсового проекта отверстия под трубы в
трубных решетках и перегородках в кожухотрубчатых теплообменных аппаратах типов ТН и ТК размещают в соответствии с
ГОСТ 15118-79 (табл. 2.5-2.7, рис. 2.2). Основные размеры для
размещения отверстий под трубы Ø 25×2 мм в трубных решетках
теплообменных аппаратов приведены в табл. 2.7.
Таблица 2.4
Основные размеры для размещения отверстий под трубы Ø 25 мм в
трубных решетках теплообменных аппаратов
Диаметр аппарата, мм
h, мм
D0 ,
наружный
внутренний
мм
2R,
мм
159
273
325
426
630
400
600
800
1000
1200
1400
136
237
287
387
590
788
988
1188
1386
135
235
281
383
583
780
981
1183
1380
Для
четырех
ходов
110,8
166,2
993,9
221,6
277,0
Для
шести
ходов
166,2
193,9
249,3
304,7
360,1
В табл. 2.7 D0 – диаметр предельной окружности, за которой не располагают отверстия под трубы; h – расстояние от центра до наиболее удаленной
образующей отверстия.
Отверстия в трубных решетках выполняют гладкими или с
канавками. По ГОСТ 15118-79 под трубки с наружным диаметром 25 мм установлен Ø 25,5 мм. Крепление труб в трубной решетке должно быть герметичным и обеспечивать их легкую замену. Применяют несколько способов: развальцовку труб в отверстиях гладких (рис. 2.3, а) или с кольцевыми проточками
(рис.2.3, б); развальцовку труб с их отбортовкой (рис. 2.3, в); приварку труб к трубной решетке (рис. 2.3, г); приклейку (рис. 2.3, д)
и припайку (рис. 2.3, е).
76
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.2. Размещение отверстий в трубных решетках кожухотрубчатых
теплообменных аппаратов
Способ крепления труб выбирают по нормали ОН 26-02-1366. Наиболее распространено крепление развальцовкой [21]. Конец трубы, вставленный с минимальным зазором в отверстие
трубной решетки, расширяется изнутри раскаткой роликами специального инструмента, вызываемого вальцовкой. Труба деформируется, увеличивается по диаметру. Приходит в соприкосновение со стенкой отверстия трубной решетки, заполняет зазоры
между поверхностями соприкосновения, чем достигается плотность соединения. В процессе развальцовки металл трубы получает остаточную деформацию, а прилегающий к трубе металл
трубной решетки – упругую деформацию от трубы. Эти деформации создают силы трения между поверхностями, обеспечивающие необходимую прочность.
77
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 2.5
Размещение отверстий под трубы в трубных решетках и перегородках одно- (рис. 2.2 а) и
двухходовых* (рис. 2.2, б) теплообменных аппаратов типов ТН и ТК по ГОСТ 15118-79
Число отверстий под трубы в трубных решетках и перегородках не менее
одноходопо рядам
двухходовые
вые
Общее
внутренОбщее
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21
в
секв рений
в решетке
торе шетке
Диаметр аппарата,
мм
наружный
159
3 4 1
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
13
-
-
273
7 6 5 4
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
37
-
-
325
6 9 8 7 4
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
62
28
56
-
-
426
400
11 12 11 10 9 8
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
111
50
100
630
600
17 18 17 16 17 16 15 12 9
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
257
120
240
800
23 24 23 24 23 22 19 20 19 18 17 12 -
-
-
-
-
-
-
-
-
-
465
221
442
1000
29 30 29 30 29 28 29 26 27 26 25 24 21 20 15 -
-
-
-
-
-
-
747
359
718
1200
35 36 37 36 35 36 35 34 31 32 31 30 29 28 27 26 23 18 -
-
-
-
1083
518
1036
1400
41 42 43 42 41 42 41 40 41 40 37 38 37 36 35 34 33 30 29 26 25 20
1545
752
1504
* В этом случае в ряду «0» трубы отсутствуют.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 2.6
Размещение отверстий под трубы в трубных решетках и перегородках четырехходовых (рис.2.2, в)
теплообменных аппаратов типов ТН и ТК по ГОСТ 15118-79
наруж Внутный ренний
630
600
800
1000
1200
1400
Число отверстий под трубы
в трубных решетках и перегородках не менее
Сектор
Диаметр
аппарата, мм
по рядам
0
1
2
3
4
5
6
7
8
А
-
-
-
-
-
16 15 12 9
Б
- 18 17 16
-
-
-
А
-
-
-
Б
общее
9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21
в сек- в реше
торе
тке
52
206
51
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
- 20 19 18 17 12
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
86
- 24 23 24 23 22
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
116
А
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
158
Б
- 30 29 30 29 28 29
-
-
-
-
-
-
-
-
-
175
А
-
-
- 32 31 30 29 28 27 26 23 18
-
-
-
-
244
Б
- 36 37 36 35 36 35 34
-
-
-
-
-
-
-
249
А
-
-
-
- 38 37 36 35 34 33 30 29 26 25 20
343
Б
- 42 43 42 41 42 41 40 41 40
-
372
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
27 26 25 24 21 20 15
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
404
666
986
1430
79
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 2.7
Размещение отверстий под трубы в трубных решетках и перегородках шестиходовых (рис. 2.2, г)
теплообменных аппаратов типов ТН и ТК по ГОСТ 15118-79
наруж Внутный ренний
630
600
800
1000
1200
1400
80
Число отверстий под трубы
в трубных решетках и перегородках не менее
Сектор
Диаметр
аппарата, мм
по рядам
1
2
3
4
5
6
А
-
-
-
-
-
-
- 12 9
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
Б
-
8
8
7
8
7
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
А
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
66
Б
- 11 11 11 11 10 9
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
63
А
-
-
-
- 25 24 21 20 15
-
-
-
-
-
-
-
105
Б
- 14 14 14 14 13 14 12 13 -
-
-
-
-
-
-
-
-
-
108
А
-
-
- 29 28 27 26 23 18
-
-
-
-
151
Б
- 17 18 17 17 17 17 16 15 15 15 -
-
-
-
-
-
-
-
164
А
-
-
-
- 34 33 30 29 26 25 20
Б
- 20 21 20 20 20 20 19 20 40 19 18 18 18 -
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
8
-
9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21
в сек- в реше
торе
тке
21
194
38
0
-
7
общее
19 18 17 12
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
232
233
384
642
958
1396
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
На прочность соединения влияет степень развальцовки: чем
она (т. е. величина расширения трубы) больше, тем прочнее соединение. Для того чтобы увеличить сопротивление вырыванию
труб из отверстий трубной решетки и повысить герметичность
соединения, на образующих поверхностях отверстий протачивают 1-2 кольцевые канавки глубиной 0,5-0,8 мм, а выступающие
над решеткой на 2-3 мм концы труб отбортовывают на конус
(рис. 2.3 а, б) или на решетку (рис. 2.3, в).
Крепление труб развальцовкой применяют при Ру до
0,6 МПа в гладких отверстиях; Ру от 0,6 до 4 МПа – в отверстиях
с одной (если толщина трубной решетки Sp < 26 мм) или двумя
канавками (если Sp > 26 мм). При Ру > 4 МПа трубки крепят приваркой. Этот способ необходим и при работе со взрывоопасными
или токсичными средами, когда требуется надежная герметичность соединения и совершенно недопустимо смешение сред, текущих по трубам и межтрубному пространству.
Способ пайки концов труб в решетках применяют при изготовлении теплообменников из меди и ее сплавов, склеивание –
из полимерных материалов.
Рис. 2.3. Способы крепления труб в трубной решетке
Способы крепления трубной решетки в аппаратах довольно
разнообразны (рис. 2.4, а, б, в – с подкладочным кольцом).
Во всех кожухотрубчатых теплообменниках с жестким со-
81
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
единением трубных решеток с обечайкой корпуса, работающих
под избыточным давлением в трубном или межтрубном пространствах, и местах соединения решетки с обечайкой действуют
краевые моменты, вызывающие соответствующие дополнительные напряжения. С целью снижения их концентрации рекомендуется обечайку в месте присоединения ее к решетке на длине не
менее 10Sр (но не менее 100 мм) выполнять толщиной в 1,2 ... 1,4
раза (рис. 2.4, в), а место соединения утолщенной обечайки с решеткой – с галтелью радиусом, равной толщине присоединяемой
стенки. Для обеспечения равномерного прогрева решетки и кожуха при их сварке толщина выступа на трубной решетке должна
быть равной толщине корпуса аппарата (рис. 2.4, г).
Толщину стенки корпуса S определяют при расчете на
прочность; она должна быть не менее величины, указанной в
табл. 2.8 (в соответствии с ОСТ 26-291-94).
В теплообменниках типа ТП и ТУ неподвижные трубные
решетки зажимают во впадинах фланцев корпуса и распределительной камеры (рис. 2.5 а, б), а подвижные трубные решетки
соединяют с крышкой с помощью стяжного кольца и прижимных
винтов (рис. 2.6, а) или фланцами (рис. 2.6, б).
Таблица 2.8
Минимальная толщина кожуха теплообменника
Тип
аппарата
Материал
Сталь углеродистая и низколегированная
ТН, ТК
Сталь высоколегированная
хромоникелевая
Сталь углеродистая и низколегированная
ТП, ТУ
Сталь высоколегированная
хромоникелевая
82
Минимальная толщина, мм, стенки кожуха при диаметре аппарата, мм
500
600
800 1000 1200 1400
5
6
6
6
6
6
3
4
4
6
6
6
5
6
8
10
12
14
3
4
6
8
10
12
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.4. Рекомендуемые конструкции узла крепления трубной решетки
в аппаратах типа ТН и ТК: 1 – трубная; 2 – фланец; 3 – концевая обечайка; 4 – кожух; 5 – подкладочное кольцо; 6 – теплообменная труба
При проектировании теплообменников типа ТП необходимо предусмотреть такую величину крышки плавающей головки
двухходового по трубному пространству аппарата, чтобы площадь центрального сечения крышки превышала в 1,3 раза площадь проходного сечения одного хода по трубам.
Рис. 2.5. Рекомендуемые конструкции узла крепления неподвижной трубной решетки в аппаратах типа ТП и ТУ: 1 – решетка трубная; 2 – фланец; 3
– прокладка; 4 – трубка теплообменная; 5 – кожух; 6 – крышка
83
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.6. Рекомендуемые конструкции узла крепления подвижной трубной решетки в аппаратах типа ТП: 1 – решетка трубная; 2 – крышка эллиптическая; 3 – полукольцо стяжное; 4 – винт; 5 – прокладка; 6 – фланец накидной; 7 – кольцо разъемное; 8 – шпилька; 9 – фланец
2.3. Выбор конструкторской схемы поперечных перегородок
и расстояния между ними. Отбойники
Для более эффективной работы теплообменников как жесткой конструкции, так и с подвижной решеткой 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.
Конструкторское оформление поперечных перегородок теплообменников и их взаимное расположение могут быть различными (рис. 2.7). Наиболее часто используют поперечные перегородки с сегментным вырезом (рис. 2.7, б), реже – с секторным
(рис. 2.7, г), щелевым (рис. 2.7, д) и кольцевые (рис. 2.7, в).
Секторный вырез, равный четверти круга, делают поочередно – то справа, то слева. При такой конструкции среда в корпусе совершает вращательное движение попеременно то против,
то по часовой стрелке. Сплошные перегородки (рис. 2.7, а) без
выреза применяют для чистых жидкостей. В этом случае жидкость перетекает через перегородку по кольцевым щелям между
трубами и перегородкой (рис. 2.8).
84
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.7. Конструкторские схемы поперечных перегородок
У труб с наружным диаметром 25
мм диаметр отверстий в такой перегородке обычно равен 27-28 мм. Диаметр
отверстий для труб в других перегородках на 1 мм больше номинального диаметра труб (ГОСТ 15118-79). Чтобы теплообменники лучше работали, необходимо обеспечить минимальный зазор
между корпусом и перегородкой. НомиРис. 2.8. Схема течения нальный диаметр поперечных перегорожидкости через «сплош- док принимают в зависимости от внутреннего диаметра D аппарата по сленую» перегородку
дующим данным:
D, мм 400 500 600 800 1000 1200 1400
Dп , мм 397 497 597 796 995 1195 1394
Максимальное расстояние между перегородками рекомендуется принимать по табл. 2.9, минимальную толщину перегородок – по табл. 2.10.
Взаимное расположение поперечных перегородок фиксируют несколькими стяжками между ними. Стяжки придают трубному пучку жесткость и дополнительную прочность, обеспечи-
85
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
вают удобство его сборки. Они представляют собой тяги из прутка, пропущенные через отверстия перегородок и трубных решеток.
Таблица 2.9
Максимальное расстояние между перегородками
Диаметр
труб,
мм
16-20
25
38
Максимальное расстояние, мм, в
теплообменниках, испарителях
при материале труб
Максимальное расстояние, мм, в
холодильниках, конденсаторах
при материале труб
сталь
латунь, алюминиевые сплавы
сталь
латунь, алюминиевые сплавы
700
800
1000
600
700
800
1000
1200
1300
900
1000
1200
В промежутке между перегородками на стяжки налеты
распорные трубки. При навинчивании на концевые резьбовые
части тяг образуется жесткий каркас. Число стяжек принимают в
зависимости от диаметра аппарата:
Диаметр аппарата, мм
Диаметр стяжек, мм
Число стяжек
До 325
12
4
426-600
12
6
800-1000
16
6
1200
16
8
1400 и выше
16
10
Таблица 2.10
Минимальная толщина перегородок
Диаметр
Толщина перегородки, мм, при расстоянии между перегородками, мм
аппарата, мм
300
301-450
451-600
600-850
850 и выше
До 325
3
5
6
8
10
426-600
5
6
8
8
10
800-1000
6
8
8
10
12
1200 и более
6
8
10
10
12
При входе среды в межтрубное пространство теплообменника часто устанавливают отбойник, который защищает от местного износа трубы, расположенные против входного штуцера
(рис. 2.9). Отбойник выполняют в виде круглой или отбойной
пластины. Его размер должен быть не меньше внутреннего диа86
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
метра штуцера D1 , т. е. D = D1 + (10...20) мм. Отбойник не должен создавать излишнее гидравлическое сопротивление, поэтому
расстояние от внутренней поверхности корпуса до отбойника
должно быть h ≥ 0,2 D1 . Отбойник приваривают к дистанционным тягам или крепят хомутами к трубам, не рекомендуется приваривать его к трубам из-за опасности прожога стенки трубы.
Расстояние b от отбойника до первой перегородки должно быть
не менее 100 мм для беспрепятственного распределения входящего потока среды.
Рис. 2.9. Схема размещения отбойника: слева – вид в плане, справа –
вид слева
2.4. Выбор распределительных камер, крышек и
днищ аппарата
Распределительная камера направляет поток рабочей среды по теплообменным трубам. Она представляет собой эллиптическое фланцевое днище, присоединяемое к трубной решетке
(рис. 2.10), или короткую обечайку, снабженную по краям фланцами, одним из которых она присоединяется к трубной решетке,
а другим – к плоской (рис. 2.11) или эллиптической (рис. 2.12)
крышке. Крышка может быть приварена (рис. 2.13) к обечайке
распределительной камеры. В одноходовых теплообменных аппаратах по трубному пространству предпочтение следует отдать
плоским или эллиптическим фланцевым днищам и крышкам
(рис. 2.10), причем плоские используются в аппаратах диаметром
до 400 мм, а эллиптические – свыше 400 мм.
87
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.10. Одноходовой то трубному
пространству вертикальный теплообменник с эллиптической крышкой: 1 –
теплообменные трубы; 2 – трубная решетка; 3 – кожух; 4, 5 – штуцеры; 6 –
отбойник; 7 – перегородка; 8 – крышка
Для многоходовых
по трубному пространству аппаратов рекомендуются распределительные
камеры, показанные на
рис. 2,11, 2.12, 2.13. Приварная крышка целесообразна в тех случаях, когда
чистка внутренней поверхности теплообменных труб затруднительна,
например, в аппаратах
типа ТУ, или когда в
трубном
пространстве
обрабатываются среды,
не загрязняющие поверхность. С целью периодической чистки труб при-
меняются крышки с фланцами.
Для создания нужного числа ходов внутри распределительной камеры устанавливают перегородки. Узел их соединения с
трубной решеткой герметизируют прокладкой, уложенной в паз
трубной решетки (рис. 2.14). Минимальную толщину перегородки Sп определяют по D аппарата:
D , мм
S п , мм
325-425 500-600 800-1000 1200 и более
6
10
12
14
Минимальную толщину стенки распределительной камеры,
крышки и днища принимают равной толщине кожуха аппарата
(см. табл. 2.8).
Высота обечайки распределительной камеры зависит от
диаметра фланцев штуцеров распределительной камеры Dcр , мм:
H = Dср + (1...3) h ,
где h – высота фланца штуцера на обечайке, мм.
88
(2.2)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.11. Распределительная камера горизонтального теплообменника
типа ТП с плоской крышкой: 1 – плоская крышка; 2 – распределительная камера; 3 – кожух; 4 – теплообменные трубки; 5 – ходовая перегородка; 6 – опора; 7 – платформа; 8, 10, 11 – штуцеры; 9 – решетка
Рис. 2.12. Распределительная камера горизонтального теплообменника
типа ТУ с приварной эллиптической крышкой: 1 – распределительная
камера; 2 – трубная решетка; 3 – отбойник; 4 – кожух; 5 – ходовые перегородки; 6 – опора; 7, 8 – штуцеры ввода и вывода теплоносителя из
трубного пространства; 9 – штуцер ввода теплоносителя в трубное пространство
89
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Днища и крышки
теплообменных аппаратов выбирают по [22] в
зависимости от диаметра кожуха.
Рис. 2.13. Распределительная камера двухходового вертикального кожухотрубчатого
теплообменника с эллиптической крышкой: 1 – распределительная камера; 2 –
трубная решетка; 3 – отбойник; 4 – кожух;
5 – ходовая перегородка; 6 – стяжка; 7, 9 –
штуцеры ввода и вывода теплоносителя из
трубного пространства; 8, 10 – воздушники; 11 – штуцер ввода теплоносителя в
межтрубное пространство
Рис. 2.14. Узел соединения перегородки
распределительной
камеры с трубной
решеткой: 1 – трубная
решетка; 2 – прокладка; 3 – перегородка
2.5. Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и
крепежных элементов
Присоединение трубопроводов к теплообменным аппаратам
бывает разъемным и неразъемным. Разъемное присоединение труб
и измерительных приборов (термометры, манометры и т. д.) к аппаратам осуществляют при помощи фланцевых и резьбовых штуцеров. Фланцевые штуцеры применяют для труб с диаметром
больше 10 мм, а резьбовые – для труб с диаметром меньше 10 мм
[11].
Диаметр штуцера зависит от расхода и скорости теплоносителя:
90
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
V =ϑ S ,
(2.3)
2
где V – объемный расход теплоносителя, м3/с; S = π d ш
/ 4 – пло2
щадь проходного сечения штуцера, м ; ϑ – скорость движения
теплоносителя в штуцере, м/с; dш – диаметр штуцера, м.
Скорости теплоносителей в штуцерах рекомендуется выбирать по табл. 1.4, принимая их несколько больше, чем в аппарате.
Значение диаметра штуцера, вычисленного из (2.3), округляют до
ближайшего стандартного размера.
Фланцевые соединения [11] являются прочноплотными
разъемными соединениями. С их помощью к аппаратам присоединяются всевозможные днища, крышки и трубы.
Фланцы различают по конструкции и способу соединения с
трубой или обечайкой, по внешней форме, по форме привалочной
(уплотнительной) поверхности. Фланцы к аппаратам и штуцерам
выбирают по условному проходу, по условному давлению, а также в зависимости от условий работы аппарата, агрессивности
среды, условий монтажа и технологических возможностей изготовления фланцев.
Условным проходом Dу называют номинальный внутрен-
ний диаметр аппараты или трубы, который выбирают по ГОСТ
9617-76 и ГОСТ 8732-78.
Условным давлением Ру называют максимальное избыточное давление среды в аппарате, допускаемое в эксплуатации
(без учета гидростатического давления столба жидкости) при
температуре стенок аппарата 293 К. Для более высоких температур стенок аппарата условные давления должны быть соответственно уменьшены пропорционально допускаемым напряжениям
при этих температурах для каждой марки применяемого металла.
В соответствии с ГОСТ 356-80 приведен ряд условных давлений (в МПа), обязательных к применению при стандартизации
и рекомендуемых при конструировании машин: 0,025; 0,04; 0,06;
0,1; 0,16*; 0,2*; 0,25*; 0,3; 0,40*; 0,5*; 0,6; 0,8; 1,0; 1,25; 1,60; 2,0;
2,50; 3,2; 4,0; 5,0; 6,4; 8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0; 25,0; 32,0; 40,0;
50,0; 63,0; 70,0; 80,0.
91
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Значения условного давления с индексом * рекомендуется
преимущественно для аппаратов из цветных металлов и сплавов.
Введение условных давлений и проходов позволило
уменьшить число типоразмеров фланцев, унифицировать их и
обеспечить взаимозаменяемость соединительных узлов и арматуры.
Фланцы бывают цельные, свободные и резьбовые. Цельные
фланцы, отлитые или откованные заодно с трубой или обечайкой,
характерны для литой чугунной или кованой аппаратуры, плоские приварные – для стальной сварной, фланцы с шейкой – для
аппаратуры из углеродистых и низколегированных сталей.
Стальные свободные фланцы на отбортовке применяют в
аппаратуре и на трубопроводах из алюминия, меди и других
цветных металлов или хрупких материалов (ферросилид, керамика) в целях экономии дорогого материала [21]. Свободные фланцы на приварном бурте необходимы при высоких давлениях и
температурах до 530 °С. Фланцы на резьбе и на развальцовке в
настоящее время вытесняются более дешевыми видами.
Фланцы соединяют друг с другом или с заглушкой при помощи болтового соединения, между ними устанавливается прокладка. Количество болтов (шпилек) и их диаметр зависят от типа фланца и условных прохода и давления [11, 22]. Выбор болтов
или шпилек во фланцевых соединениях обусловливается в основном конструктивными соображениями. Длину болтов (шпилек) следует выбирать из такого расчета, чтобы в собранном
фланцевом соединении за пределами гаек выступали концы, равные (в мм)
С = 0,25 dб ,
(2.4)
где dб – диаметр болта (шпильки), мм. Если он менее 10…12 мм,
его применять не следует. Число болтов должно быть четырем.
Соединения, требующие постоянной разборки, крепят откидными болтами (рис. 2.15) на отдельной оси или на общем
кольцевом стержне. Их число уменьшают за счет увеличения их
диаметра. Для исключения опасности самопроизвольного соскакивания болта с фланца к фланцу приваривают упоры [12].
Прокладка уплотняет зазор между соединительными по-
92
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
верхностями фланцев и исключает возможность утечки жидкости
или газа через него. В зависимости от материала прокладки делятся на неметаллические, металлические и комбинированные
[12]. Неметаллические – это прокладки из резины, паронита, асбеста, полихлорвинила, фторопласта и некоторых других полимерных материалов. Их назначение и область применения указаны в [11].
Наибольшее распространение в аппаратах химической и пищевой промышленности нашли прокладки из паронита. МеРис. 2.15. Фланцевое соединение с
таллические
прокладки
откидными болтами: 1 – откидной
применяют при повышенболт; 2 – ось; 3 – упор
ных и высоких давлениях.
Для них используются металлы, обладающие достаточной пластичностью: медь, алюминий, мягкое (малоуглеродистое) железо,
никель, свинец. Комбинированные прокладки состоят из металлических и неметаллических материалов, которым металлическая
армировка придает жесткость, а более пластичный неметаллический наполнитель обеспечивает герметичность соединения.
2.6. Проверка необходимости установки компенсирующего
устройства. Выбор его конструкции
Рис. 2.16. Схема температурных деформаций
труб и корпуса теплообменника
Жесткое
крепление трубных решеток к
корпусу и труб в
трубной решетке
обусловливает
возникновение
температурных
усилий в трубах и
корпусе (кожухе)
при
различных
температурах их
93
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
нагрева и может привести к нарушению развальцовки или обварки труб в решетках, продольному изгибу труб, истиранию их поперечными перегородками и другим неблагоприятным явлениям
(рис. 2.16).
В случае, если трубы нагреваются сильнее, чем кожух
( Т т > Tк ), они становятся длиннее кожуха и давят на трубные решетки, стремясь удлинить и сам кожух. В нем возникают растягивающие усилия Nк . В свою очередь он не дает возможности
трубам удлиниться, стремится их сжать. В трубах возникают
сжимающие усилия N т (рис. 2.16).
Если бы трубы не были закреплены в трубных решетках и
могли свободно удлиняться, то они удлинились бы на величину
∆ Lтк
∆ Lтт = α т L (Tт − T0 ) ,
∆ Lтк = α к L (Tк − T0 ) ,
(2.5)
где α т и α к – температурные коэффициенты линейного расширения соответственно труб и корпуса, К-1; L – длина труб и кожуха при Т 0 = 20 °С изготовления теплообменника, м; Tк , Т т – температуры стенок кожуха и труб в рабочих условиях (определяются специальным теплотехническим расчетом [34]), К или °С; Т 0 –
температура, при которой изготовлен теплообменник, К или °С.
В результате совместного расширения труб и кожуха трубная решетка переместится из положения I в положение II (рис.
2.16); при этом трубы будут сжаты на величину ∆ Lпт , а кожух
растянут на величину ∆ Lпк
По закону Гука
NL
NL
∆ Lпт =
,
∆ Lпк =
,
(2.6)
Eт Fт
Eк Fк
где Eт , Eк – модули упругости материала соответственно труб и
корпуса, Па; Fт , Fк – площади поперечного сечения соответственно всех труб и корпуса, м2.
Окончательная деформация труб от теплового расширения
и сжатия силой N т должна быть равна окончательной деформа-
94
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ции кожуха от теплового расширения силой Nк , т. е.
∆ Lт = ∆ Lк = ∆ L .
Из рис. 2.16 видно, что
∆ L = ∆ Lтк + ∆ Lпк = ∆ Lтт − ∆ Lтп ,
(2.7)
Подставляя в уравнение деформаций (2.7) значения входящих в него величин из формул (2.5, 2.6), получают [42]:
NL
NL
α к L (Tк − T0 ) +
= α т L (Tт − T0 ) −
,
Eк Fк
Eт Fт
откуда
α L (Tт − T0 ) − α к L (Tк − T0 )
N= т
.
(2.8)
1
1
+
Eк Fк Eт Fт
Если трубы и кожух теплообменника изготовлены из одного материала ( Eт = Eк , α т = α к ), то уравнение (2.8) упрощается:
Е α (Tт − T0 )
.
(2.9)
1
1
+
Fк Fт
Напряжения в стенках кожуха и трубах находят по формулам:
σ к = N / Fк
(растяжение)
(2.10)
σ т = N / Fт
(сжатие)
(2.11)
Обычно напряжения в стенке кожуха значительно превосходят напряжения в стенках труб, так как площадь поперечного
сечения кожуха меньше, чем площадь поперечного сечения труб,
а усилие N одинаково.
Стенка кожуха аппарата находится в плоском напряженном
состоянии под действием главных меридиональных σ 1 и тангенциальных (окружных) σ 2 напряжений.
N=
Главное меридиональное напряжение (в Па):
N1 + N
,
(2.12)
Fк
где N1 = P − N 2 – внутреннее усилие в стенках кожуха, обусловленное разностью давлений в трубном и межтрубном пространσ1 =
95
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
P
– внутреннее усилие в стенках
Eк Fк
1+
Eт Fт
труб, обусловленное разностью давлений в трубном и межтруб′ + Pреш
′′ – величина
ном пространствах аппарата, Н; Р = Рк + Pреш
ствах аппарата, Н; N 2 =
суммарной силы, растягивающей кожух, Н; Рк = 0,785 Dв2 qт –
сила, действующая на крышку аппарата от давления в трубном
′ = 0,785 Dв2 − dн2 n qм ,
пространстве,
Н;
Рреш
(
)
(
)
′′ = 0,785 Dв2 − dн2 n qт – силы, действующие на трубную реРреш
шетку от давления соответственно в межтрубном qм и трубном
qт пространстве, Н; Dв – внутренний диаметр кожуха аппарата,
м; dн, dв – наружный и внутренний диаметры трубки, м; п – число
трубок в аппарате, шт.
Главное тангенциальное напряжение (в Па)
q D
σ2 =στ = м в ,
(2.13)
2δ к
где δ к – толщина стенки кожуха аппарата, м.
Согласно IV теории прочности условие прочности определяют из выражения
σ экв IV = σ12 + σ 22 + σ1 σ 2 ,
(2.14)
Если оно удовлетворяется, то установка компенсирующего
устройства не требуется. Если же имеется перенапряжение:
σ экв IV > [σ ] , то установка компенсирующего устройства необходима.
Применяются два способа компенсации: при помощи гибкого элемента (в аппаратах типа ТК, ИК, ХК, КК) и за счет свободного расширения нагревающихся деталей (в аппаратах типов
ТП, КП, ХП, ТУ). Допускаемое напряжение и модуль упругости
для различных материалов выбирают по табл. 2.11, 2.12.
96
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Расчетная температура
стенки, ºС
12ХМ, 12МХ,
4МТУ 5759-57
15 ХМ
ГОСТ 4543-71
Х5М
ГОСТ 5632-72
Х18Н10Т, Х18Н12Т,
Х17Н13М3Т, Х17Н13М2Т
ГОСТ 5632-72
0Х18Н10Т, 0Х18Н12Т
ГОСТ 5632-72
ВСт3пс, ВСт3сп, ВСт3пс,
ГОСТ 380-94
10 ГОСТ 1050-88
20, 20К ГОСТ 1050-88
Таблица 2.11
Допускаемое напряжение при расчетной температуре стенки
20
100
150
200
250
300
350
375
400
145
145
141
137
135
132
152
152
147
142
140
137
146
141
138
134
127
120
114
110
105
160
152
146
140
136
130
126
124
121
140
130
120
115
110
100
91
89
86
140
134
131
126
120
108
98
93
85
130
125
122
118
112
100
88
82
74
147
142
139
136
132
119
106
98
92
Таблица 2.12
Расчетное значение модуля упругости для углеродистых и
легированных сталей аустенитного класса [1]
Сталь
Углеродистая
Легированная
аустенитного
класса
Модуль упругости, 105 МПа, при температуре, ºС
20
100
150
200
250
300
350
400
1,99
1,91
1,86
1,81
1,76
1,71
1,64
1,55
2,00
2,00
1,99
1,97
1,94
1,91
1,86
1,81
При выборе типа компенсирующего устройства следует руководствоваться рекомендациями [6, 7].
97
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.7. Опоры аппаратов и устройства для строповки
Химические аппараты устанавливают на фундаменты или
специальные несущие конструкции при помощи опор. Тип опоры
выбирают в зависимости от конструкции оборудования, нагрузки
и способа установки. Широко применяют опорные лапы (рис.
2.17, а) при установке вертикальных аппаратов на полу или на
фундаментах и боковые (рис 2.17, б) – при подвеске их между
перекрытиями.
Рис. 2.17. Схема опор аппаратов: а – опорные лапы; б – боковые лапы
Лапы имеют отверстия для крепления оборудования к фундаменту и отжимные болты, которые служат для точной установки машин и аппаратов при монтаже. При наличии нижних опор
аппарат устанавливают на три или четыре точки, при подвеске
между перекрытиями – на три лапы и более (редко на две лапы).
Для выбора размеров опор необходимо руководствоваться
ГОСТ 26296-84. Расчетную нагрузку, воспринимаемую опорой
аппарата, определяют по максимальной силе тяжести его в условиях эксплуатации или гидравлического испытания (при заполнении аппарата водой) с учетом возможных дополнительных
внешних нагрузок от силы тяжести трубопроводов, арматуры и
т.д. Вес аппарата (с жидкостью) делится на число «лап», и по допустимой нагрузке на опору выбирают ее основные размеры по
табл. 2.13 (см. рис. 2.18).
Опоры горизонтальных аппаратов размещают внизу аппарата; они могут быть съемными или жестко закрепленными. Наиболее часто используют седловые опоры, охватывающие аппарат
не менее чем на 120° по окружности.
98
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 2.13
Основные размеры опор вертикальных аппаратов
Допускаемая нагрузка на
опору, Н
1600
4000
10000
25000
40000
63000
100000
160000
250000
400000
630000
Основные размеры, мм
а
а1
b
с
с1
h
h1
S1
45
75
90
125
150
185
250
300
360
430
540
65
95
115
155
190
230
310
380
455
540
490
60
95
115
155
185
230
310
390
480
520
680
15
40
50
85
85
140
170
230
295
360
475
585
695
810
1100
8
10
14
16
20
24
30
36
40
45
55
4 10
5 15
6 20
8 25
10 30
12 35
16 40
20 60
24 75
30 85
40 110
20
45
90
60 130
160
65 200
240
70 280
80 400
k
k1
25
25
30
40
60
70
95
115
135
150
170
d
dб
12
М12
24
35
М16
М20
М24
М30
42
М36
50
Рис. 2.18. Опора вертикальных аппаратов (тип 1 – без теплоизоляции):
1 – косынка; 2 – основание; 3 – болт отжимной
Опоры седловые по конструкции и размерам предусматриваются трех типов: тип 1 – опоры для сосудов и аппаратов диа-
99
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
метров от 159 до 630 мм с допускаемой нагрузкой на опору от 16
до 80 кН. Исполнения: 1 – с одним овальным отверстием под
фундаментный болт для диаметров от 159 до 273 мм; 2 – с двумя
овальными отверстиями под фундаментные болты для диаметров
от 325 до 630 мм; тип 2 – опоры для сосудов и аппаратов диаметром от 800 до 2000 мм; тип 3 – опоры для сосудов и аппаратов
диаметром 2200 до 4000 мм.
Размеры опорного листа опор горизонтальных аппаратов
(рис. 2.19, 2.20) следует выбирать по табл. 2.14.
Таблица 2.14
Основные размеры опорного листа горизонтальных аппаратов
Диаметр
аппарата D, мм
внут- наружренний ный
159
273
325
400
600
Размеры, мм
S
R
Н
4
84
141
167
140
10
8
6
4
10
8
6
4
8
6
10
8
12
10
8
6
12
10
8
6
100
Диаметр
аппарата
D, мм
214
800
222
230
220
322
332
1000
342
Размеры, мм
S
10
8
6
12
10
8
6
14
12
10
8
6
14
12
10
8
6
10
8
6
12
10
8
6
R
H
414
422
432
360
442
514
522
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Количество опор в аппарате равно двум, трем и более (в зависимости от длины аппарата). Одну из опор жестко соединяют с
фундаментом, остальные свободно перемещаются относительно
фундамента, если возможно удлинение обечайки аппарата во
время работы за счет температуры. Если длина аппарата не изменяется под действием температуры, то ставят неподвижные опоры. Если аппараты устанавливают друг на друга (например, секционные теплообменники, теплообменники типа «труба в трубе»), то опорами служат штуцеры аппаратов.
Рис. 2.19. Седловая опора горизонтальных аппаратов: 1 – опорная плита; 2 – ребро; 3 – подкладной лист; 4 – резьбовая втулка; 5 – болт М 12
ГОСТ 20700-75; 6 – лист опорный
Для строповки аппаратов с целью подъема и перемещения
при монтаже и ремонте на аппаратах предусматривают специальные устройства – крюки (рис. 2.21, а), ушки (рис. 2.21, б) и цапфы
(рис. 2.21, в).
101
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При установке подвесных лап на тонкостенных сварных
аппаратах применяют подкладки, усиливающие место приварки
лап к корпусу. Толщину подкладных листов обычно принимают
равной толщине стенки аппарата.
Рис. 2.20. Опорный лист седловых опор горизонтальных аппаратов
Рис. 2.21. Схема грузозахватных приспособлений
2.8. Трубопроводы, запорные устройства и КИП
Аппараты, предназначенные для тепловой обработки сырья
и полуфабрикатов, занимают определенное место в технологиче102
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ской схеме производства конечного продукта. В ней они соединяются с помощью системы коммуникаций, в том числе трубопроводов с запорными устройствами и КИП на них. С помощью
трубопроводов в аппарат подводятся и отводятся горячий и холодный теплоносители (один из которых является продуктом тепловой обработки), отводятся неконденсирующиеся газы через
воздушники в безопасное место, сливаются остатки теплоносителей при чистке и ремонте аппарата, выключаются аппараты из
схемы в случае возникновения аварийной ситуации и т. п.
Запорная арматура перекрывает трубопроводы в целях прекращения движения среды и открывает их для возникновения ее
течения. Конструкция и материал запорной арматуры зависят от
величины ее прохода, давления, температуры и физикохимических свойств передаваемой среды. Широко применяется
приводная запорная арматура (краны, вентили, задвижки) и автоматическая (обратные, редукционные и предохранительные клапаны, регуляторы давления, водоотделители, конденсатоотводчики и т. д. [5]). Контрольно-измерительные приборы [30] устанавливают на трубопроводах для измерения температуры и давления
сред.
103
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Цель гидравлического расчета – определение величины сопротивления, вносимого теплообменником в систему технологических трубопроводов, и мощности, необходимой для перемещения теплоносителей, выбор насоса, работающего на сеть.
Теплоносители должны подаваться в теплообменный аппарат под некоторым избыточным давлением для того, чтобы преодолеть гидравлическое сопротивление аппарата и системы технологических трубопроводов за аппаратом, переместить теплоноситель из одной точки пространства в другую (например, поднять
его) и иметь возможность сообщить ему дополнительную скорость. При этом теплоноситель должен обладать достаточной
энергией в заданной точке технологической схемы.
Потери энергии жидкостью и газами при их движении,
обусловленные внутренним трением, определяют величину гидравлического сопротивления.
Различают потери напора по длине hl и потери в местных
сопротивлениях (местные сопротивления) hмс , обусловленные
изменением скорости потока по величине или направлению.
Полное гидравлическое сопротивление потоку, движущемуся в закрытых каналах теплообменных аппаратах (потери напора) (в м),
(3.1)
∑ hт = hl + hмс ,
Потери напора по длине оценивают по формуле ДарсиВейсбаха
LΣ ϑ 2
hl = λ
,
(3.2)
d экв 2 g
а местные сопротивления (потери в местных сопротивлениях) –
по формуле Вейсбаха
ϑ2
hмс = ∑ ξ
,
(3.3)
2g
где λ – гидравлический коэффициент трения; L∑ – общая длина
потока теплоносителя в аппарате, м; d экв – эквивалентный диа-
104
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
метр потока, м; ∑ ξ – суммарный коэффициент местного сопротивления, отнесенный к средней скорости потока; ϑ – средняя
скорость потока, м/с; g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения, м/с2.
С учетом (3.2) и (3.3) формула (3.1) приобретает вид
 LΣ
 ϑ2
h
=
λ
+
ξ
(3.4)

∑ т
∑  2g ,
 d экв

или (в Па)
 LΣ
 ρϑ2
∆ Рт =  λ
+ ∑ξ 
,
(3.5)
 d экв
 2
где ρ – плотность теплоносителя, кг/м3.
При значительных изменениях температуры рабочей среды
и большой высоте вертикальных каналов возникают дополнительные потери энергии, обусловленные местными ускорениями
потока вследствие изменения плотности теплоносителя, ∆ Ру (в
Па), а также потери на преодоление подъемных сил (самотяги) в
вертикальных каналах теплообменника [6].
При постоянном сечении канала
∆ Ру = ρ 2 ϑ22 − ρ1 ϑ12 ,
(3.6)
где ϑ1 и ϑ2 – скорости, м/с; ρ1 и ρ 2 – плотности теплоносителей
во входном и выходном сечениях потока, кг/м3.
В случае нагревания теплоносителя ∆ Ру положительно, в
случае охлаждения – отрицательно.
Подъемная сила и равное ей по величине сопротивление
самотяги ∆ Рс (в Па), возникающее вследствие того, что вынужденному движению нагретой жидкости в нисходящих каналах
противодействует сила, направленная вверх, определяются следующим соотношением:
∆ Рс = g δ ( ρ 0 − ρ1 ) ,
(3.7)
где ρ 0 и ρ1 – плотность холодного и нагретого теплоносителя, кг/м3;
δ – высота вертикального канала, м.
При нисходящем движении нагретой жидкости величина
105
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
самотяги является дополнительным сопротивлением канала, при
восходящем движении сопротивление канала уменьшается на
величину ∆ Рс .
Полное гидравлическое сопротивление теплообменника (Па)
∆ РΣ = ∆ Рт + ∆ Ру + ∆ Рс .
(3.8)
Мощность N (в кВт), необходимая для перемещения теплоносителя через аппарат,
V ∆ PΣ
N=
,
(3.9)
1000
а мощность Nдв (в кВт), потребляемая электродвигателем насоса
(или вентилятора),
V ∑ ∆P
N дв =
,
(3.10)
1000 η
где V – объемный расход теплоносителя, м3/с; ∑ ∆P – полное
гидравлическое сопротивление сети, Па [33, с. 18-19]; η – общий
КПД насосной (вентиляционной) установки.
3.1. Коэффициенты гидравлического трения и
местных сопротивлений
Коэффициент гидравлического трения λ в общем случае зависит от режима течения теплоносителя и шероховатости стенки
канала ∆. При ламинарном режиме движения (Re < 2300) λ зависит только от режима движения и определяется по формуле Пуазейля
А
λ=
,
(3.11)
Re
где Re = ϑ d / ν – число Рейнольдса; А – коэффициент, зависящий
от формы поперечного сечения канала и от его размеров (табл.
3.1). При турбулентном режиме движения и числах Рейнольдса
от 2300 до 105 (промежуточная зона) λ является функцией и числа
Re, и шероховатости стенки канала ∆, а при Re > 105 (квадратичная зона) – функцией только относительной шероховатости и
практически не зависит от Re.
106
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 3.1
Значение коэффициента А для некоторых сечений
Форма сечения
Круг
Квадрат
Равносторонний треугольник
Кольцо
Прямоугольник
a/b = 0
a/b = 0,1
a/b = 0,2
a/b = 0.25
a/b = 0,33
a/b = 0,5
Эллипс – главная полуось b, вспомогательная полуось а
а/b = 0,1
a/b = 0,3
a/b = 0.5
a/b = 0,7
А
64
57
53
96
96
85
76
73
69
62
78
73
68
65
В справочной и специальной литературе приводятся многочисленные эмпирические формулы для расчета коэффициента
трения λ при турбулентном режиме движения жидкостей в трубах. Наиболее распространены формулы Никурадзе
1
∆
= −2lg 0,27
(3.12)
d
λ
и Шифринсона для квадратичной зоны
0,25
 kэ 
(3.13)
λ = 0,11 
d 
и формула Колбрука
 2,51
1
∆
(3.14)
= −2lg 
+ 0,27  ,
d
λ
 Re λ
и Альтшуля для промежуточной зоны,
0,25
 68 kэ 
λ = 0,11
+  ,
(3.15)
 Re d 
где kэ – эквивалентная шероховатость, учитывающая не только
среднюю высоту выступов, но и их форму, расположение в плане
и пр.
107
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Под эквивалентной шероховатостью понимается такая высота выступов равнозернистой шероховатости, которая при введении ее в формулы для коэффициента трения (содержащие kэ )
позволяет вычислить λ для данной категории труб в реальных
условиях (табл. 3.2).
Таблица 3.2
Значения эквивалентной шероховатости kэ для труб из
разных материалов [25]
Трубы
Тянутые из стекла и цветных металлов
Бесшовные стальные
Стальные сварные
Оцинкованные железные
Чугунные
Состояние труб
kэ , мм
Новые технически гладкие
0-0,002
Новые и чистые
После нескольких лет эксплуатации
Новые и чистые
С незначительной коррозией
после очистки
Умеренно заржавевшие
Старые заржавевшие
Сильно заржавевшие или
с большими отложениями
Новые и чистые
После нескольких лет эксплуатации
Новые без покрытия
Бывшие в употреблении
Очень старые
0,01-0,002
0,15-0,3
0,03-0,1
0,1-0,2
0,3-0,7
0,8-1,5
2-4
0,1-0,2
0,4-0,7
0,2-0,5
0,5-1,5
До 3
Для металлических труб kэ = ( 0,5...0,7 ) ∆ [18].
Если высота выступов ∆ в трубе меньше толщины вязкого
подслоя
d
8
δ = 11,6
,
(3.16)
Re λгл
то шероховатость стенок не влияет на величину коэффициента λ
и при турбулентном режиме движения потока. Такие трубы называются гидравлически гладкими.
При турбулентном режиме движения λ для гидравлически
108
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
гладких труб определяют по формулам Блазиуса (4∙103<Re<105)
0,3164
λгл =
,
(3.17)
Re0,25
и Прандтля ( Re > 105 )
1
= 2lg Re λгл − 0,8 .
(3.18)
λгл
(
)
Так как толщина вязкого подслоя δ = f (Re ) , труба может
быть шероховатой при одном расходе жидкости и гидравлически
гладкой – при другом. Поэтому при выборе расчетной формулы
необходимо проверить трубу на шероховатость для конкретных
условий ее эксплуатации.
Для расчета гидравлического сопротивления при турбулентном движении жидкости в каналах некруглого сечения вместо фигурирующего в формулах (3.12)-(3.18) диаметра трубопровода должен подставляться эквивалентный диаметр d экв (в м),
определяемый формулой [2, 18]
d экв = 4S / П ,
(3.19)
где S – площадь поперечного сечения потока, м2; П – смоченный
периметр, м.
Кривизна канала несколько увеличивает его гидравлическое сопротивление. Она учитывается введением поправочного
коэффициента φ, который может быть представлен как функция
отношения радиуса изгиба R к диаметру трубы d [26]:
−0 , 346
R
R
ϕ = 2,77 
.
(3.20)
< 12 ;
d
d 
При R/d < 3 кривизну канала следует учитывать через коэффициент местных сопротивлений, а при R/d > 12 коэффициент
φ = 1.
Теплоносители, движущиеся в трубах и каналах рекуперативных теплообменных аппаратов, нагреваются или охлаждаются. При этом изменяется вязкость теплоносителей, а, следовательно, и сопротивление трения. Влияние изменяемости вязкости,
температуры и направления теплового потока на сопротивление
трения для ламинарного и турбулентного режимов в технически
3,0 <
109
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
гладких трубах учитывается симплексом ( Prст / Pr ) [39].
По данным [27], гидравлическое сопротивление при ламинарном движении в теплообменных трубах зависит от естественной конвекции, что учитывается поправочным множителем
1/3
0,15
 Gr ⋅ Pr 
ψ = 1 + 0, 22 
 .
 Re 
Тогда при неизотермическом течении расчетная формула
для ламинарного режима будет иметь вид
1/3
0,15
А  Prст  
 Gr ⋅ Pr  
λ=
1
0,22
(3.21)
+

 Re   ,
Re  Pr  

 
где Re, Pr, Gr – числа Рейнольдса, Прандтля и Грасгофа, определенные для средней температуры теплоносителя; Prст – число
Прандтля рассчитанное для теплоносителя при температуре стенки трубы.
Поправка к коэффициенту трения ψ, связанная с естественной конвекцией, зависит, главным образом, от температурного
напора ∆tср и средней скорости ϑ и варьируется в пределах
1,5-2,1 м/с, причем нижний предел относится к малым температурным напорам ∆tср ≈ 10 0С) и большим скоростям (ϑ ≈ 0,1 м/с),
а верхний – к большим температурным напорам ( ∆tср ≈100 0С)
и малым скоростям (ϑ ≈ 0,1 м/с).
Коэффициент местных сопротивлений ξ обуславливается
не только вязкостью и скоростью течения основного потока, но и
геометрической формой и размерами препятствий на пути потока. Коэффициенты разных местных сопротивлений находят, как
правило, опытным путем. Таблицы значений этих коэффициентов (табл. 3.3 [23, 34]) или формулы для их определения содержатся в справочниках и руководствах по гидравлике.
110
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 3.3
Коэффициенты местных сопротивлений
Виды сопротивления
Входная и выходная камеры (удар и поворот)
Поворот на 1800 из одной секции в другую через промежуточную
камеру
То же через колено в секционных подогревателях и теплообменниках типа «труба в трубе» (R/d < 3)
Вход в межтрубное пространство под углом 900 к рабочему потоку
Поворот на 1800 в U- образной трубке
Переход из одного элемента в другой (межтрубный поток)
Поворот на 1800 через перегородку в межтрубном пространстве
Огибание перегородок, поддерживающих трубы
Вход в межтрубное пространство под углом 900и выход из него
Вход в трубное пространство и выход из него
Поперечное движение в межтрубном пространстве между перегородками (m - число рядов труб)
Внезапное расширение
Значение
1,5
2,5
2,0
1,5
0,5
2,5
1,5
0,5
1,0
1,0
3m
Re 0, 2
S

ξ =  2 − 1
 S1

2
или
 S 
ξ * = 1 − 1 
 S2 
Внезапное сужение
2
 S 
ξ = 0,5 1 − 2 
S1 

4,6
Проходной вентиль d =50 мм при полном открытии
0,5-1,0
Нормальная задвижка
0,6-2,0
Проходной кран
0
1,0-2,0
Угольник 90
* Коэффициент отнесен к средней скорости перед местным сопротивлением, в остальных случаях – к средней скорости за сопротивлением.
3.2. Зависимости для расчета гидравлического сопротивления
при поперечном обтекании пучка труб, в каналах
пластинчатых и спиральных теплообменников
Сопротивление пучка является функцией скорости потока,
конфигурации пучка и физических параметров обтекающей жидкости. Для жидкостей, плотность которых постоянна, сопротивление пучка
111
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
∆ Р = f (ϑ , S 1 , S 2 , d н , z , µ , ρ ) ∆,
где S1 и S2 – поперечный и продольный шаги пучка, м2; z – число
рядов труб в пучке; μ и ρ – коэффициент динамической вязкости
и плотность теплоносителя, Па·с и кг/м3; dн – наружный диаметр
трубы (рис. 3.1 - 3.4).
В безразмерной форме эта зависимость будет следующей:
S S


Eu = f  Re, 1 , 2 , z  ,
(3.22)
d d


где Eu = ∆ P / ( ρ ϑ 2 ) – число Эйлера.
Число Рейнольдса рассчитывают по наружному диаметру
трубы; скорость потока – по самому узкому сечению пучка труб;
значение физико-химических констант берут для средней температуры потока. Для практического определения гидравлического
сопротивления пучков труб при поперечном омывании их потоком теплоносителя широко применяют результаты многочисленных экспериментальных исследований [14, 28].
При разработке номограмм для коридорных пучков
(рис. 3.1) за основу принимают сопротивление пучков с расположением труб по вершинам квадрата [14]. Определяющим при
этом является продольный относительный шаг b = S / d . Для
пучков с иными шагами в зависимости от их величины и числа
вводят графически определяемую поправку u.
При разработке номограмм для шахматных пучков
(рис. 3.2) за основу принимают пучки с расположением труб по
равностороннему треугольнику [14]. Для пучков с иным расположением труб в основной график, учитывающий влияние поперечного относительного шага а = S1 / d , также вводят поправку u
в зависимости от шагов и числа Re.
Номограммы составлены исходя из отношения коэффициента сопротивления к одному ряду многорядного пучка.
При определении гидравлического сопротивления многорядного пучка по этим номограммам пользуются формулой
ρϑ2
∆ Р = λ1
z.
(3.23)
2
112
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.1. Номограмма для определения коэффициента сопротивления
коридорных пучков
Рис. 3.2. Номограмма для определения коэффициента сопротивления
шахматных пучков
113
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.3. Коэффициент гидравлического сопротивления одного ряда
труб при поперечном обтекании в кожухотрубчатых теплообменниках с
сегментными перегородками и расположением труб по квадрату [28]
Рис. 3.4. Коэффициент суммарного гидравлического сопротивления при
движении жидких теплоносителей в межтрубном пространстве типовых
кожухотрубчатых теплообменников с трубами d = 25 мм и L = 6 м, расположенными по квадрату (коэффициент сопротивления одного аппарата) [29]
114
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При расчете коэффициента сопротивления λ1 для коридорных пучков с любым расположением труб сначала определяют
член λ1 / u по продольному относительному шагу b, далее – мноλ
житель и по вспомогательному графику, а затем λ1 = 1 и . Для
u
шахматных пучков коэффициент сопротивления рассчитывают
также, только величину λ1 / u находят на основе поперечного относительного шага а.
Зависимости на рис. 3.3 и 3.4 [28] могут быть использованы
для расчета сопротивления в аппаратах с расположением труб и
по треугольнику, однако при этом расчет дает несколько завышенное значение ∆Р (на 20-30 %).
Потери напора в каналах пластинчатых теплообменников
определяют по формуле, м
ϑ2
hт = i ξ
,
(3.24)
2g
где i – число пакетов в секции, шт; ξ – коэффициент сопротивления пакета; ϑ – скорость движения теплоносителя в каналах,
м/с.
Для расчёта коэффициента сопротивления пакета ξ используют многочисленные формулы [35, 36], вид которых зависит от типа пластин, формы и размеров расположенных на них
гофр. Например, для пакета, составленного из ленточнопоточных пластин марки П-2, рекомендуется уравнение [35]
ξ = 8200 Re −55 ,
(3.25)
где Re – критерий Рейнольдса для теплоносителя, движущегося
по каналам пакета.
В связи с особенностями движения теплоносителей в каналах спирального теплообменника потери напора рассчитывают
по формуле (3.2), но вместо коэффициента гидравлического трения λ используют коэффициент общего (суммарного) гидравлического сопротивления ξ ∑ , значение которого рассчитывается по
уравнениям, вид которых определяется режимом движения.
115
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При турбулентном режиме движения (2 ⋅ 103 < Re < 105 )
0,856
ξ∑ = 0,25 ,
(3.26)
Re
а при ламинарном (Re < 2 ⋅ 103 )
0,357
ξ∑ =
,
(3.27)
Re
где критерий Рейнольдса вычисляется по определяющему размеру – эквивалентному диаметра канала.
3.3. Расчет сопротивлений трубопровода и включенных в
него аппаратов
Теплообменные аппараты включаются в трубопроводы,
входящие в состав насосных установок, образующих технологические схемы различных пищевых или химических отраслей
промышленности. Расчету подлежит схема насосной установки,
предлагаемая в задании на проектирование.
3.3.1. Разбивка трубопровода насосной установки на участки:
всасывающая линия, участок напорного трубопровода от насоса
до теплообменника, теплообменник, участок напорного трубопровода от теплообменника до конечной точки
Трубопровод состоит из всасывающей и напорной линий.
Всасывающая линия – трубопровод от источника (приемного бака) до насоса. Напорная линия – участок трубопровода от насоса
до конечной точки трубопровода в расчетной схеме с включенным в него теплообменником:
- участок трубопровода от насоса до теплообменника;
- теплообменник;
- участок напорного трубопровода от теплообменника до
конечной точки трубопровода.
Разбивка трубопровода на перечисленные участки обусловлена отличиями на них либо скоростей движения теплоносителей, либо их температур, а в конечном итоге – разными значениями чисел Рейнольдса.
116
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.3.2. Определение геометрических характеристик участков
трубопровода, скоростей и режимов движения в них
теплоносителя
Диаметры всасывающего и напорного трубопроводов определяют из уравнения расхода (2.3), откуда
4V
d=
,
(3.28)
πϑ
где V – расход жидкости на рассматриваемом участке, м3/с; ϑ –
средняя скорость, м/с.
Скорость движения жидкости на всасывающем участке
трубопровода выбирают из интервала ϑвс =1,1÷1,5 м/с.
Так как для изготовления трубопровода используют стандартные трубы, то расчетные диаметры всасывающего и напорного трубопроводов необходимо округлить до ближайшего размера по государственному стандарту. Выбирают по ГОСТ 873278, ГОСТ 8734-75, ГОСТ 9940-81 для всасывающего и напорного
участков трубопровода внутренние диаметры стандартных труб и
уточняют значения и скорости движения теплоносителя по формуле
4V
ϑ=
,
(3.29)
π d2
где d – внутренний диаметр стандартных труб, м.
Для установления движения теплоносителя на различных
участках трубопровода необходимо рассчитать число Рейнольдса
по формулам
Re = ϑ d ρ / µ = ϑ d / ν ,
(3.30)
где ϑ – скорость движения теплоносителя на данном участке, м/с;
d – внутренний диаметр трубы, м; ρ – плотность теплоносителя, кг/м3; µ, ν – динамическая и кинематическая вязкости теплоносителя, Па∙с, м2/с.
Так как плотность ρ , динамическая вязкость µ , кинематическая вязкость ν теплоносителя зависят от температуры, то их
117
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
значения выбирают из справочной литературы при средних температурах на рассматриваемых участках.
Геометрические характеристики потока теплоносителя в
теплообменнике выбирают из теплового расчета (см. раздел 1).
3.3.3. Расчет сопротивлений трубопроводов и аппаратов,
включенных в них
Под сопротивлениями понимают потери напора, эквивалентные затратам энергии потока теплоносителя на работу против сил трения, обусловленных вязкостью перекачиваемой среды.
Потери напора на каждом участке рассчитывают по формулам
(3.2) и (3.3), а входящие в них значения коэффициентов гидравлического трения λ и местных сопротивлений ξ – по методикам
и формулам, представленным в подразделах (3.1) и (3.2).
Потери напора по длине hl и в местных сопротивлениях
hмс суммируются на каждом участке и определяются суммарные
потери в сети (трубопроводе, включая теплообменник)
∑ hп .
3.4. Определение требуемого напора насоса
Насос при работе должен сообщать протекающей через него жидкости энергию, необходимую для ее подъема на определенную высоту, для преодоления разности давлений в приемном
и напорном баках (начале всасывающего и конце напорного участков трубопровода) и гидравлических сопротивлений трубопроводов и аппаратов, включенных в них.
Требуемый напор насоса определяют по формуле
P − Р0
Н тр = ( H + hвс ) + к
+ ∑ hп ,
(3.31)
ρg
где Н – высота подъема жидкости от оси насоса, м; hвс – высота
всасывания насоса, м; Рк , Р0 – давления в напорном и приемном
баках, соответственно, Па; ρ – плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3;
∑ hп
– суммарные потери напора в трубопроводе,
включая теплообменник (см. п. 3.3.3).
118
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.5. Выбор типа и марки насоса
Решающим фактором при выборе типа насоса являются
физико-химические свойства перекачиваемой жидкости. При
этом учитываются также заданная подача и рассчитанный требуемый напор насоса. Марку насоса выбирают по полю характеристик V-H насосов выбранного типа, соответствующую этим
параметрам (V и Нтр). В заданиях на проектирование, приводимых в разделе 5, целесообразно использовать лопастные насосы.
3.6. Построение характеристик насоса и трубопровода.
Определение рабочей точки насоса
В связи со сложной формой движения жидкости в проточной части лопастного насоса точно определить рабочие параметры расчетным путем практически невозможно. Действительные
характеристики насосов получают путем стендовых испытаний.
Одной из важных характеристик насоса является его рабочая характеристика. Это графические зависимости основных технических показателей (параметров работы): напора Н, мощности
N, коэффициента полезного действия η от подачи V при постоянной частоте вращения, вязкости и плотности перекачиваемой
жидкости на входе в насос. Они позволяют определить подачу
насоса при заданном сопротивлении – по кривой V-Н; затраты
энергии – по кривой V-N.
Кривая V-η служит для оценки экономичности действия насоса. Для каждой марки насоса существуют свои характеристики,
которые приводятся в специализированных каталогах, поэтому,
выбрав марку насоса, определяют одновременно рабочие характеристики. Характеристика сети – это зависимость потребного
напора от подачи. Она может быть рассчитана по формуле (3.31);
сумма первых двух слагаемых является постоянной величиной и
называется статическим напором
P − Р0
Н ст = ( H + hвс ) + к
,
(3.32)
ρg
119
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Третье слагаемое уравнения (3.31) представляет собой
суммарные потери напора. Поскольку насосные установки, как
правило, эксплуатируются при турбулентном режиме, при котором потери напора (сопротивление) пропорциональны квадрату
скорости, а, следовательно, и подачи, то
(3.33)
∑ hп = bV 2 ,
где b – коэффициент пропорциональности, зависящий от условий эксплуатации трубопроводов насосной установки.
С учетом (3.32) и (3.33) характеристика насосной установки
(характеристика сети) приобретает вид
H тр = Н ст + bV 2 ,
(3.34)
Уравнение (3.34) представляет собой ветвь параболы
∑ hп = bV 2 с вершиной в точке, отсекающей на оси ординат от-
Pк − Р0
.
ρg
Точка пересечения характеристик сети и насоса V-Н называется рабочей точкой насоса (т. А). Подача VА, соответствующая
рабочей точке насоса определяет количество жидкости, подаваемой насосом в напорный трубопровод. Напор НА характеризует
величину, создаваемую насосом. КПД ηА определяет эффективность работы насоса в найденных условиях. По параметрам рабочей точки А рассчитывают потребляемую насосом мощность.
резок Н ст = ( H + hвс ) +
120
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4. ПРАВИЛА ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТА
Курсовой проект является завершающим этапом изучения
дисциплины. Выполнение курсового проекта и его защита дают
студентам возможность показать, насколько они овладели материалом дисциплины и как умеют использовать свои знания при
решении практических инженерных задач.
Одновременно выполнение курсового проекта должно рассматриваться как подготовка к выполнению дипломного проекта
на выпускающей кафедре. Курсовой проект является самостоятельной и творческой работой студента, который несет ответственность за правильность выполненных расчетов в пояснительной записке и графических изображений во второй части проекта
(графической).
4.1. Объем и содержание пояснительной записки
Пояснительная записка курсового проекта должна содержать:
– титульный лист;
– задание на курсовой проект;
– содержание;
– введение;
– основную часть в соответствии с утвержденным заданием
на курсовой проект;
– заключение;
– список использованных источников;
– приложения (при необходимости).
Пояснительная записка является текстовым документом,
выполняемым в соответствии с требованиями межгосударственного стандарта ГОСТ 2.105-95. Она выполняется на листах формата А4 или близких к нему листах потребительского формата и
состоит из титульного листа, заглавного листа с основной надписью по форме 2 и последующих листов с основной надписью по
форме 2а ГОСТ 2.104-68. Допускается оформление основных
надписей ксерокопированием, с помощью клише или другим
способом, облегчающим труд студента.
121
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Пояснительную записку выполняют одним из следующих
способов:
– машинописным (ГОСТ 13.1.002-80);
– рукописным (ГОСТ 2.304-81) с высотой букв и цифр не
менее 2,5 мм на одной или обеих сторонах листа. Цифры и буквы
необходимо писать четко, черной тушью, чернилами черного,
синего или фиолетового цвета, либо шариковой ручкой с пастой
тех же цветов;
– с применением печатающих и графических устройств вывода ЭВМ (ГОСТ 2.004-88);
– на магнитных носителях данных (ГОСТ 28.388-89). Способ оформления документов согласовывается с преподавателем,
выдавшим задание на курсовой проект, и учитывает требования
кафедры.
Титульный лист и задание выполняются на листах формата
А4 по установленным в академии образцам.
Собственно текст пояснительной записки пишется в соответствии с нижеизложенными правилами.
Расстояние от рамки до границ текста в начале и конце
строк – не менее 3 мм.
Расстояние от верхней или нижней строки текста до
'верхней или нижней рамки должно быть не менее 10 мм.
Абзацы в тексте начинаются отступом, равным пяти ударам
пишущей машинки (5-17 мм).
Слова «Содержание», «Введение», «Заключение», «Список
использованных источников» записывают в виде заголовка (симметрично тексту) с прописной буквы в верхней части нового листа и не нумеруются.
Основную часть пояснительной записки разделяют на разделы, подразделы и пункты. Разделы, подразделы и пункты нумеруются.
Разделы должны иметь порядковые номера в пределах всей
записки, обозначенные арабскими цифрами без точки.
Подразделы должны иметь нумерацию в пределах каждого
раздела. Номер подраздела состоит из номеров раздела и подраздела, разделенных точкой. В конце номера подраздела точки не
ставятся.
122
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Пункты должны иметь нумерацию в пределах каждого
подраздела. Номера пунктов состоят из номеров раздела, подраздела и пункта, разделенных точкой и без точки в конце.
Разделы и подразделы должны иметь заголовки. Пункты
могут заголовков не иметь.
Заголовки должны четко и кратко отражать содержание
разделов, подразделов (пунктов).
Заголовки разделов, подразделов и пунктов записывают с
прописной буквы, с абзацного отступа, без точек в конце, не подчеркивая. Переносы слов в заголовках не допускаются. Если заголовок состоит из двух предложений, их разделяют точкой. Расстояние между заголовком и текстом при выполнении документа
машинописным способом должны быть равны 3, 4 интервалам,
при выполнении рукописным способом – 15 мм. Расстояние между заголовками раздела и подраздела, подраздела и пункта – 2
интервала, при выполнении рукописным способом – 8 мм.
Каждый раздел пояснительной записки начинают с нового
листа (страницы).
Текст записки должен быть кратким и четким и излагаться
от 1-го лица множественного числа. В тексте записки не допускается использовать синонимы, применять сокращения, кроме установленных, употреблять математические знаки без цифр.
Количество иллюстраций (рисунки, схемы, графики) должно быть достаточным для пояснения изложенного текста. Иллюстрации могут быть расположены как по тексту записки, так и в
конце ее (в приложениях). Иллюстрации, за исключением иллюстраций приложений, следует нумеровать арабскими цифрами
сквозной нумерацией. Допускается нумеровать иллюстрации в
пределах раздела. В этом случае номер иллюстрации состоит из
номера раздела и порядкового номера иллюстрации, разделенных
точкой. Например – Рисунок 1.1. Иллюстрации, при необходимости, могут иметь наименование и пояснительные данные (подрисуночный текст). Если в тексте записки имеется иллюстрация, на
которой изображены составные части изделия, то на этой иллюстрации должны быть указаны номера позиций этих составных
частей в пределах данной иллюстрации. Обозначение рисунков и
пояснительные данные (подрисуночный текст) помещают под
123
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
рисунком. На все рисунки должны быть приведены ссылки в тексте записки.
Оформление координатных осей сеток и характерных точек, выбор масштаба шкал, обозначение величин, нанесение единиц измерения и поясняющих надписей на диаграммах и графиках производится по Р 50-77-88.
Таблицы применяют для лучшей наглядности и удобства
сравнения ее показателей. Название таблицы, при его наличии,
должно отражать ее содержание, быть точным, кратким. Название следует помещать над таблицей после слова «Таблица». Слово «Таблица» указывается один раз над таблицей. Таблицы следует нумеровать арабскими цифрами сквозной нумерацией. Допускается нумеровать таблицы в пределах раздела. В этом случае
номер таблицы состоит из номера раздела и порядкового номера
таблицы, разделенных точкой. На все таблицы записки должны
быть приведены ссылки в тексте записки, при ссылке следует писать слово «таблица» с указанием ее номера. Заголовки граф и
строк таблицы следует писать с прописной буквы, а подзаголовки
граф – со строчной буквы, если они составляют одно предложение с заголовком, или с прописной буквы, если они имеют самостоятельное значение. Заголовки и подзаголовки граф указывают
в единственном числе. В конце заголовков и подзаголовков таблиц точки не ставят. Таблицы слева, справа и снизу, как правило,
ограничивают линиями. Разделять заголовки и подзаголовки боковика и граф диагональными линиями не допускается. Горизонтальные и вертикальные линии, разграничивающие строки таблиц, допускается не проводить, если их отсутствие не затрудняет
пользование таблицей. Графу «Номер по порядку» в таблицу
включать не допускается.
Формулы записываются с интервалом в одну строку до и
после текста. После формулы приводятся пояснения символов и
числовых коэффициентов, входящих в формулу. Пояснения приводятся в той последовательности, в какой символы приведены в
формуле. Все физические величины, их наименования и обозначения приводятся только в СИ по ГОСТ 8.417-81.
Рекомендуется формулы нумеровать в пределах раздела,
тогда номер формулы будет состоять из номера раздела и номера
124
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
формулы в этом разделе, разделенных точкой. При повторном
использовании формулы в тексте ссылаются на номер формулы и
в буквенном выражении формулу не повторяют.
Если формула не помещается на одной строке, то ее допускается переносить только на знаках выполняемых операций, при
этом знак в начале следующей строки повторяется.
При выполнении текста машинописным способом допускается, при необходимости, вписывать формулы чертежным шрифтом высотой не менее 2,5 мм. Не допускается применение машинописных и рукописных символов в одной формуле.
Ссылки в тексте на формулы даются в круглых скобках.
Если формулы следуют одна за другой, то они разделяются запятой.
Ссылки в тексте на источники приводятся в виде порядковых номеров по списку источников, выделенных двумя квадратными скобками. Ссылки оформляются по ГОСТ 7.1-84.
Список использованных источников формируется по порядку упоминания последних в тексте и располагается в конце
его перед приложениями. Он включается в содержание пояснительной записки.
Опечатки, описки и графические неточности, обнаруженные в процессе выполнения записки, допускается исправлять
подчисткой или закрашиванием белой краской и нанесением на
том же тексте исправленного текста. Повреждения листов текстовых документов, помарки и следы не полностью удаленного
прежнего текста не допускается.
Листы пояснительной записки нумеруются по ГОСТ 2.105-95.
Другие правила изложения текстовых документов приведены в [64].
Объем пояснительной записки – 35-40 страниц.
Задание на курсовой проект помещают после титульного
листа перед содержанием на специальном бланке или листе формата А4.
На втором (заглавном) листе и, при необходимости, на последующих листах помещают содержание, включающее номера и
наименования разделов, подразделов и пунктов: указанием номеров листов, ограничивающих соответствующие разделы, подраз125
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
делы и пункты. Наименования, включенные в содержание, записываются строчными буквами, начиная с прописной буквы.
После содержания в записке оформляется «Введение», отражающее роль тепловых процессов в соответствующей отрасли
промышленности. Во введении может быть представлено описание технологического процесса того производства, в котором используется проектируемый аппарат
После введения в пояснительную записку помещают основную часть, структура разделов, подразделов и пунктов которой может быть аналогичной содержанию разделов 1-5 настоящего учебника.
После основной части в пояснительной записке помещают
заключение, содержащее анализ выполненных результатов расчета и обоснование выбора конструкции и режима эксплуатации
теплообменного аппарата.
В приложения пояснительной записки помещают вспомогательные расчетные и графические материалы. Информационные приложения могут быть справочного характера.
4.2. Объем и содержание графической части проекта
При выполнении курсового проекта на тему «Выбор конструкции и экономически целесообразного режима эксплуатации
теплообменных аппаратов» графическая часть должна содержать:
– технологическую схему того производственного процесса, в котором используется проектируемый аппарат;
– чертеж общего вида выбранного теплообменного аппарата и сборочные чертежи его важнейших узлов.
Правила и примеры выполнения технологических схем
приведены в [65].
Чертежи общего вида всего теплообменного аппарата или
общего вида составных частей в зависимости от вида и назначения изделия должны содержать:
а) изображение аппарата, необходимые виды, разрезы и сечения, дающие полное представление об устройстве разрабатываемого изделия;
б) основные размеры – конструкторские, присоединитель126
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ные и габаритные, а также (в случае необходимости) установочные, монтажные и размеры предельных отклонений подвижных
частей;
в) обозначение посадок в ответственных сопряжениях (по
необходимости);
г) вид или схему с действительным расположением штуцеров, патрубков и т. п.;
д) таблицу назначения штуцеров, патрубков и т. п.;
е) техническую характеристику;
ж) технические требования.
Дополнительные изображения (виды, разрезы, сечения, выносные изображения и т. д.) должны располагаться, по возможности ближе к разъясняемому элементу.
На чертеже общего вида аппарата допускается показывать
условно-смещенными штуцера, бобышки, люки и т. п., не изменяя их расположение по высоте или длине аппарата. На виде аппарата сверху необходимо показать действительное расположение штуцеров, бобышек, люков и т. п.
При отсутствии вида сверху его следует вычертить схематически (рис. 4.1) и проставить условные обозначения штуцеров,
бобышек, люков и т. п., указанных на главном или другом виде
аппарата. При этом необходимо сделать надпись, например:
«Схема расположения штуцеров, бобышек, люка и лап». В технических требованиях на чертеже обязательно указать: «Действительное расположение штуцеров, бобышек, люка и лап см. по
схеме (по плану, виду В и т. д.)».
Штуцеры, патрубки, гильзы для термометров, люки и др. на
главном и сопряженном с ним изображении и на схеме обозначают условно на продолжении их осей или на полках линийвыносок прописными буквами русского алфавита размером от 5
до 7 мм (буквы Й, О, X, Ъ, Ы, Ь не применять). Буквенные обозначения в алфавитном порядке (без пропусков и повторения)
присваивают сначала видам, разрезам, сечениям, а затем штуцерам. В случае недостатка букв применяют цифровую индексацию, например: «А1», «Б1», «В1» и т. д.
127
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 4.1. Вид аппарата сверху
Таблицы, техническую характеристику и технические требования следует располагать над основной надписью чертежа.
Таблица назначения штуцеров, патрубков, гильз и других
элементов аппарата имеет вид табл. 4.1.
Таблица 4.1
В технической характеристике указывают:
а) назначение аппарата;
б) объем аппарата – номинальный и рабочий;
в) производительность;
г) площадь поверхности теплообмена;
д) максимальное давление, при котором допустима эксплуатация аппарата;
128
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
е) максимальная температура среды, превышение которой в
процессе эксплуатации недопустимо;
ж) другие необходимые данные, в том числе величина
пробного давления, токсичность, пожаро-, взрывобезопасность
среды.
В технических требованиях на чертеже следует указывать:
а) обозначение стандарта или технических условий, согласно которым должно быть изготовлено, испытано и принято данное изделие, и (или) дополнительные требования к его изготовлению, испытанию и приемке;
б) указание стандарта и (или) технических условий на основные материалы, применяемые в изделии и его составных частях;
в) требования к испытанию на прочность и плотность сварных швов и других видов соединений;
г) указание об испытании на склонность к межкристаллитной коррозии для поковок, литья и сварных швов согласно требованиям действующих стандартов;
д) данные о сварке, припаях, футеровке, гуммировании, покрытиях, клеях, изоляции и окраске со ссылкой на действующие
стандарты и (или) технические условия и другие требования и
указания.
Сборочные чертежи важнейших узлов проектируемого аппарата следует выполнять, как правило, с упрощениями, соответствующими требованиям ЕСКД ГОСТ 2.109-73.
На сборочных чертежах допускается не показывать:
– фаски, скругления, проточки, углубления, выступы, накатки, насечки, оплетки и другие мелкие элементы;
– зазоры между стержнем и отверстием;
– крышки, щиты, кожухи, перегородки и т.п., если не обходимо показать закрытые или составные части изделия, при этом
над изображением делают соответствующую надпись, например,
«Крышка поз. 3 не показана».
На сборочных чертежах, включающих изображения нескольких одинаковых составных частей, допускается выполнять
полное изображение одной составной части, а изображение остальных частей – упрощенно, в виде внешних очертаний.
129
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Номера позиций проставляют на сборочном чертеже для
всех его составных частей, их указывают на полках линийвыносок, проводимых от изображения составных частей.
Располагают номера позиций параллельно основной надписи чертежа вне контура изображений и группируют в колонку
или строку по возможности на одной линии, как правило, один
раз. Допускается повторно указывать номера позиций одинаковых составных частей.
Размер шрифта номеров позиций должен быть на 1…2 номера больше, чем размер шрифта, принятого для размерных чисел на том же чертеже.
Примеры выполнения чертежа общего вида и сборочного
чертежа приведены в [64].
4.3. Обозначение документов курсового проекта
Курсовым проектам присваивается обозначение, состоящее
из индекса работы (КП – курсовой проект), кода учебного заведения (ВГТА) по Общероссийскому классификатору предприятий и организаций – 02068108, сокращенного наименования
дисциплины (например, ПАПП – процессы и аппараты пищевых
производств), номера специальности студента (например, 260601
– машины и аппараты пищевых производств), номера задания и
варианта проекта, года выполнения проекта (его двух последних
цифр), разделенных тире.
Например, КП-02068108-ПАПП-260601-21.4-2010.
На листах пояснительной записки к данному обозначению
добавляются буквы ПЗ (пояснительная записка), на технологической схеме 00.00.000 ТС (схема технологическая принципиальная), на чертеже общего вида 00.00.000 ВО (чертеж общего вида),
на сборочном чертеже 00.00.000 СБ (сборочный чертеж).
Для второго и последующих листов пояснительной записки, чертежей, схем, перечней элементов, спецификаций используется сокращенное обозначение (без кода ВГТА), например, КППАПП-260601-21.4-2010 ПЗ.
130
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5. ПРИМЕРЫ ВЫПОЛНЕНИЯ ПРОЕКТОВ
5.1. Расчет кожухотрубчатого конденсатора перегретых паров
Содержание
Задание на проектирование………………………………....
Введение…………………..………………………………….…...
1. Тепловой расчет теплообменников…………………….…...
1.1. Определение тепловой нагрузки аппарата…………….…
1.2. Определение неизвестного расхода холодного
теплоносителя – воды…………………………………....
1.3. Определение неизвестной температуры воды..……….
1.4. Расчет температурного режима теплообменника…….
1.5. Выбор теплофизических характеристик
теплоносителей…………………………………………
1.6. Ориентировочный расчет площади поверхности
аппарата. Выбор конструкции аппарата и материалов
для его изготовления.……………………......…………
1.7. Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи
и теплопередачи………………………...………………
1.8. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи.
Окончательный выбор теплообменного аппарата …...
2. Конструкторский расчет……………………………………..
2.1. Выбор конструкционных материалов при
изготовлении аппарата…..………………………………
2.2. Выбор трубных решеток, способов размещения и
крепления в них теплообменных труб и трубных
решеток к кожуху …………………………………...…….
2.3. Выбор конструкторской схемы поперечных
перегородок и расстояния между ними……………….
2.4. Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев,
прокладок и крепежных элементов...…………..………
2.5. Выбор распределительной камеры, крышки и
днища аппарата. Отбойник..……………………..……...
2.6. Проверка необходимости установки
компенсирующего устройства…..……………………..
2.7. Опоры аппарата……………………………….………….
3. Гидравлический расчет……………………………………....
131
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.1. Расчет гидравлических сопротивлений
трубопроводов и аппаратов, включенных в них……...
3.3.1. Разбивка трубопровода на участки, определение
диаметров, скоростей движения и режимов
движения на различных участках трубопровода
3.1.2. Определение гидравлических сопротивлений на
различных участках трубопровода..……………..
3.2. Определение требуемого напора насоса…………………
3.3. Выбор типа и марки насоса……………………………….
3.4. Проверка условий работы выбранного насоса на сеть
4. Технологическая схема циркуляционной мойки
трубопроводов и резервуаров……………………………..
Заключение……………………………………………………….
Список использованной литературы….…….………………
132
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Задание на проектирование
Рассчитать и спроектировать кожухотрубчатый теплообменный аппарат для конденсации G = 4000 кг/ч водяного пара
давлением Р = 0,16 МПа. Пар перегрет на 15 ºС, конденсат отводиться при температуре конденсации. Начальная температура
охлаждающей воды – t1 = 12 ºС, конечная – t2 = 72 ºС.
Введение
В пищевой промышленности значительную роль играют
процессы, связанные с передачей теплоты от одних сред (теплоносителей) к другим через разделяющую их стенку. Такие процессы называются теплопередачей, а для их осуществления используются поверхностные (рекуперативные) теплообменные
аппараты.
Среди таких аппаратов в пищевой промышленности используются и
кожухотрубчатые теплообменные аппараты, поверхность теплопередачи которых образована пучком
труб 1, герметично закрепленных в трубных решетках 2 (рис. 1.1). Пучок труб
помещен в корпус (кожух)
3. В верхней части аппарата к трубной решетке крепится распределительная
камера 4, служащая для
ввода и вывода из трубного
пространства теплообменРис. 1.1. Схема вертикального много- ника теплоносителя, а такходового кожухотрубчатого теплооб- же распределения его по
менника
ходам с помощью установ133
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ленных в камере перегородок 5. К нижней трубной решетке крепится днище 6 с перегородками 7, служащими для перераспределения теплоносителя по ходам (рис. 1.1).
Трубное пространство теплообменника образуется объемом
воды, занимающей распределительную камеру, днище и все теплообменные трубки аппарата. Чем меньше число труб в одном
ходе аппарата, тем при заданном расходе теплоносителя выше
скорость его движения в трубках аппарата и тем интенсивнее
протекает процесс теплоотдачи от стенок трубок аппарата к воде.
Одновременно увеличение скорости воды ведет к росту гидравлических сопротивлений (потерь механической энергии потоком
воды). Поэтому выбор рациональной скорости движения теплоносителя (воды) в трубном пространстве теплообменника часто
осуществляется на основе экономического расчета. В [1] значение скорости теплоносителя в трубном пространстве кожухотрубчатых теплообменников рекомендуется выбирать близкой к 1 м/с.
Второй теплоноситель – пар поступает в межтрубное пространство теплообменника, образованное наружной поверхностью теплообменных труб, внутренней поверхностью кожуха и
межтрубной поверхностью трубных решеток. Для фиксации теплообменных труб и интенсификации процесса теплообмена при
охлаждении пара и его конденсации в межтрубном пространстве
устанавливают поперечные перегородки 8. Перегретый пар описывая поперечный пучок теплообменных труб охлаждается до
состояния насыщения, а затем конденсируется на наружной поверхности теплообменных труб. Расчет интенсивности передачи
теплоты от пара к воде будем вести по зонам: зона сбива перегрева (охлаждение перегретого пара до температуры насыщения);
зона конденсации (превращение пара в жидкость – конденсат).
Аппарат крепится в вертикальном положении на специальной раме или в межэтажном перекрытии с помощью лап 9.
134
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Целью теплового расчета является определение необходимой площади теплопередающей поверхности и выбор стандартизованного теплообменника.
Из основного уравнения теплопередачи
F = Q / ( K ∆tср ) ,
(1.1)
где Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт; K – коэффициент теплопередачи, Вт/ (м2 · К); ∆tср – средняя разность температур между
теплоносителями, К.
При выполнении теплового расчета необходимо определить
Q, К, ∆tср .
1.1. Определение тепловой нагрузки аппарата
Тепловой нагрузкой аппарата называется количество теплоты, передаваемой в аппарате от горячего теплоносителя к холодному в единицу времени Q, Дж/с (Вт).
В соответствии с заданием на проектирование
горячим
теплоносителем
является перегретый пар,
который сначала охлаждается в теплообменнике до
температуры насыщения, а
затем происходит его конденсация при постоянной
температуре (фазовое превращение) (рис. 1.2).
Рис. 1.2. Схема температурного проПараметры
насыцесса для горячего теплоносителя –
щенного водяного пара оппара
ределим по заданному давлению Р = 0,16 МПа (1,6 атм). По [2] этому заданному давлению
соответствует температура пара Тн = 112,7 ºС и скрытая теплота
конденсации пара r = 2227,0·103 Дж/кг.
135
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Поскольку пар перегрет на 15 ºС (в соответствии с заданием на проектирование), то начальная температура перегретого
пара Тп.п = Тн +15 = 112,7+15 = 127,7 ºС.
Так как физическая сущность процессов охлаждения перегретого пара до состояния насыщения и конденсации насыщенного пара различна, то тепловой расчет в дальнейшем будем вести отдельно по зонам (зона охлаждения перегретого пара и зона
конденсации), а окончательный выбор конструкции аппарата будем вести по суммарной площади поверхностей, определенной
для каждой зоны.
Тепловая нагрузка для зоны охлаждения перегретого пара
определится по уравнению [1]
Q1 = Gп ⋅ сп.п (Т п.п − Т н ) ,
(1.2)
где Gп – массовый расход охлаждаемого пара, кг/с; сп.п – средняя удельная теплоемкость перегретого пара, Дж/(кг·К);
Т п.п , Т н – температура перегретого и насыщенного пара, соответственно, ºС.
Тепловая нагрузка для зоны конденсации определится по
уравнению [1]
Q2 = Gп ⋅ r ,
(1.3)
где Gп – массовый расход конденсирующегося пара, кг/с;
r – скрытая теплота конденсации насыщенного пара, Дж/кг.
Средняя температура перегретого пара
Tп.п ср =
Tп.п + Т н 127,7 + 112,7
=
= 120, 2 ºС.
2
2
При этой температуре средняя удельная теплоемкость водяного пара сп.п = 2206 Дж/(кг·К).
По уравнению (1.2)
4000
Q1 =
⋅ 2206(127,7 − 112,7 ) = 36766,7 Вт.
3600
По уравнению (1.3)
4000
Q2 =
⋅ 2227 ⋅10 3 = 2474444,4 Вт.
3600
136
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Сопоставляя Q2 с Q1 , приходим к выводу, что тепловая наQ
2474444,4
= 67,3 раза превыгрузка в зоне конденсации в 2 =
Q1
36766,7
шает тепловую нагрузку в зоне охлаждения перегретого пара.
Суммарная тепловая нагрузка может быть рассчитана по
уравнению
(1.4)
Q = (Q1 + Q2 ) χ ,
где Q1 , Q2 – тепловая нагрузка аппарата в зонах охлаждения перегретого пара и конденсации, соответственно, Вт; χ = 0,97 –
коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую
среду.
По уравнению (1.4)
Q = (36766,7 + 2474444, 4) 0,97 = 2435874,8 Вт.
Значение суммарной тепловой нагрузки аппарата используем для определения неизвестного расхода холодного теплоносителя – воды.
1.2. Определение расхода жидкого теплоносителя – воды
Неизвестный расход воды определим из уравнения теплового баланса
Q = Gв ⋅ св ( t2 − t1 ) ,
(1.5)
где Gв – массовый расход воды, кг/с; св – средняя удельная теплоемкость воды, Дж/(кг·К).
Средняя теплоемкость воды выбирается из [2] при ее средt + t 72 + 12
ней температуре tср = 2 1 =
= 42 ºС. св = 4180 Дж/(кг·К).
2
2
По уравнению (1.5)
Q
2435874,8
Gв =
=
= 9,71 кг/с.
св ( t2 − t1 ) 4180 ( 72 − 12 )
Определим неизвестную температуру воды на границе зон.
137
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.3. Определение неизвестной температуры воды
Рис. 1.3. Схема температурного процесса
в теплообменнике
Выше принято тепловой расчет вести отдельно по зонам. Для этого необходимо значение
температуры воды на границе зон (рис. 1.3).
Неизвестная температура воды на границе
зон tх может быть найдена из уравнений теплового баланса
Q1 = Gв ⋅ св ( t2 − tх ) χ ′ , (1.6)
или
Q1 = Gв ⋅ св ( t2 − tх ) χ ′ , (1.7)
где χ ′ = 1,03 – коэффициент, учитывающий потери теплоты в
окружающую среду.
Принимая среднюю удельную теплоемкость воды св = 4180
Дж/(кг·К) из уравнения (1.6)
G с t − Q1 / χ′ 9,71 ⋅ 4180 ⋅ 72 − 36766,7 / 1,03
tх = в в 2
=
= 71,12 ºС.
Gв св
9,71 ⋅ 4180
Из уравнения (1.7)
Q / χ′ + Gв свt1 2474444, 4 / 1,03 − 9,71 ⋅ 4180 ⋅ 12
tх = 2
=
= 71,18 ºС.
Gв св
9,71 ⋅ 4180
Значения неизвестной температуры воды на границе зон, найденный решением двух уравнений близки (71,12 ºС ≈ 71,18 ºС). Для
дальнейших расчетов принимаем tх =71,15 ºС.
Одновременно отмечаем, что основное изменение температуры воды (с t1 = 12 ºС до tх = 71,15 ºС) происходит в зоне конденсации, и незначительное (с tх = 71,15 ºС до t2 = 72 ºС) – в зоне охлаждения перегретого пара.
138
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.4. Расчет температурного режима теплообменника
∆tcр
Цель расчета – определение средней разности температур
и средних температур теплоносителей. Их расчет ведем как
для зоны конденсации, так и для зоны охлаждения пара.
Зона конденсации
Для расчета средней разности температур используем схему (рис. 1.4).
Рис. 1.4. Схема движения теплоносителей в зоне конденсации
∆tб 100,7
=
= 2, 42 > 2 , следовательно
∆tм 41,55
∆t − ∆tм 100,7 − 41,55
∆tср(к) = б
=
= 66,84 ºС.
∆tб
100,7
ln
ln
∆tм
41,55
При конденсации пар превращается в жидкость (конденсат)
при постоянной температуре Т н = Т ср(к) = 112,7 ºС.
Отношение
Тогда средняя температура воды [1]
tср (к) = Т ср (к) − ∆tср (к) = 112,7 − 66,84 = 45,9 ºС.
Зона охлаждения пара
Для расчета средней разности температур используем схему (рис. 1.5).
Рис. 1.5. Схема движения теплоносителей в зоне охлаждения пара
139
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
∆tб 55,7
=
= 1,34 < 2 , следовательно,
∆tм 41,55
∆t + ∆tм 55,7 + 41,55
∆tср(ох) = б
=
= 48,63 ºС.
2
2
Вода в зоне охлаждения пара изменяет свою температуру
на меньшее число градусов, поэтому ее средняя температура [1]
t +t
72 + 71,15
tср(ох) = 2 х =
= 71,58 ºС.
2
2
Тогда средняя температура пара [1]
Tср (ох) = tср (ох) + ∆tср (ох) = 71,58 + 48,63 = 120, 2 ºС.
Отношение
В зоне конденсации пара его температура не изменяется,
поэтому схема движения теплоносителей не оказывает влияния
на температурный режим процесса [1].
Предполагая, что в результате расчета процесса будет выбран многоходовой кожухотрубчатый теплообменный аппарат,
уточним расчетные параметры процесса ( ∆tср (ох) , tср (ох) , Т ср (ох) ) в
зоне охлаждения пара.
Среднюю разность температур определим по формуле [1]
∆tср (ох) = ∆t ср(ох)прот ⋅ ε Δ t ,
(1.8)
где ∆tср(ох) прот – температурный напор в зоне охлаждения пара, рассчитанный для противоточной схемы, ºС, ∆tср(ох) прот = 48,63 ºС;
εΔ t
–
поправка
на
схему
движения
теплоносителей,
ε Δ t = f ( P, R ) ; P, R – вспомогательные величины.
t2 − tх
72,0 − 71,15
=
= 0,015 ;
Tп.п − tх 127,7 − 71,15
T − Т н 127,7 − 112,7
R = п.п
=
= 17,64 .
t2 − t х
72,0 − 71,15
Обращаясь к соответствующему вспомогательному графику [2], приходим к выводу, что поправка ε Δ t = 1. Следовательно,
P=
расчетные параметры процесса для зоны охлаждения пара определены верно и могут быть использованы в дальнейших расчетах.
140
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.5. Выбор теплофизических характеристик теплоносителей
Теплофизические свойства теплоносителей определяем при
их средних температурах из справочной литературе [2, 3] и заносим в таблицу 1.1.
Таблица 1.1
Теплофизические свойства теплоносителей
Пространство
и процесс
1
Трубное пространство
–
нагревание
воды [2]
Межтрубное
пространство
– конденсация
пара [2]
Трубное пространство
–
нагревание
воды [2]
Межтрубное
пространство
– охлаждение
пара [3]
Физические величины
2
Зона конденсации пара
Средняя температура воды, оС
Плотность, кг/м3
Удельная теплоемкость, Дж/(кг.К)
Теплопроводность, Вт/(м.К)
Динамическая вязкость, Па·с
Кинематическая вязкость, м2/с
Число Прандтля
Температура конденсации, оС
Плотность кг/м3
Удельная теплоемкость, Дж/(кг.К)
Теплопроводность, Вт/(м.К)
Динамическая вязкость, Па·с
Кинематическая вязкость, м2/с
Число Прандтля
Зона охлаждения пара
Средняя температура воды, ºС
Плотность, кг/м3
Удельная теплоемкость, Дж/(кг.К)
Теплопроводность, Вт/(м·К)
Динамическая вязкость, Па·с
Кинематическая вязкость, м2/с
Число Прандтля
Средняя температура, ºС
Плотность кг/м3
Удельная теплоемкость, Дж/(кг·К)
Теплопроводность, Вт/(м·К)
Динамическая вязкость, Па·с
Кинематическая вязкость, м2/с
Число Прандтля
Обознач.
3
Числовые
значения
4
tср (к)
ρ2
С2
λ2
μ2
ν2
Рr2
Тср (к)
ρ1
C1
λ1
μ1
ν1
Рr1
45,9
989,6
4180
0,642
593,3∙10-6
0,598∙10-6
3,86
112,7
948,8
4230
0,6852
249,3∙10-6
0,261∙10-6
1,54
tср (ох)
ρ2
С2
λ2
μ2
ν2
Рr2
Тср (ох)
ρ1
C1
λ1
μ1
ν1
Рr1
71,58
977,1
4190
0,669
397,9∙10-6
0,407∙10-6
2,49
120,2
1,121
2206
0,0259
1,022∙10-6
1,146∙10-6
1,09
141
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.6. Ориентировочный расчет площади поверхности
аппарата. Выбор конструкции аппарата и материалов
для его изготовления
Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата
выполним по ориентировочно выбранным из [1] коэффициентам
теплопередачи:
– для зоны конденсации пара – Kк ≈ 900 Вт/(м2·К);
– для зоны охлаждения пара – Kох ≈ 50 Вт/(м2·К).
Значения тепловых нагрузок в зонах:
Q
2474444,4
– конденсации пара Qк = 2 =
= 2402313,2 Вт;
χ
1,03
Q 36766,7
– охлаждение пара Qох = 1 =
= 35695,8 Вт.
χ
1,03
Средние температурные напоры в зонах:
– конденсации пара ∆tср(к) = 66,84 ºС;
– охлаждения пара ∆tср (ох) = 48,63 ºС.
По уравнению (1.1)
Qк
2402313,2
Fк =
=
= 39,9 м2,
K к ⋅ ∆tср (к) 900 ⋅ 66,84
Fох =
Qох
35695,8
=
= 14,7 м2.
Kох ⋅ ∆tср (ох) 50 ⋅ 48,63
Суммарная площадь поверхности аппарата
F = Fк + Fох = 39,9 + 14,7 = 54,6 м2.
Такой площади поверхности аппарата соответствуют следующие кожухотрубчатые теплообменники (ГОСТ 15118-79,
ГОСТ 15122-79):
– одноходовой с диаметром кожуха 600 мм и числом труб
257 шт. (при длине трубок 3000 мм F = 61,0 м2);
– двухходовой с диаметром кожуха 600 мм и числом труб
240 шт. (при длине трубок 3000 мм F = 57,0 м2);
– четырехходовой с диаметром кожуха 600 мм и числом
труб 206 шт. (при длине трубок 4000 мм F = 65,0 м2);
142
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
– шестиходовой с диаметром кожуха 600 мм и числом труб
194 шт. (при длине трубок 4000 мм F = 61,0 м2).
Определим скорость движения воды в теплообменных
трубках выбранных теплообменных аппаратов. Из уравнения
расхода
4Vв
ϑт =
,
(1.9)
n
π d т2 т
nх
G
9,71
где Vв = в =
= 0,0098 – объемный расход воды, м3/с; d т =
ρ в 989,6
0,021 м – внутренний диаметр теплообменной трубки, м; nт –
число труб в теплообменнике, шт.; nх – число ходов в теплообменнике, шт.
По формуле (1.9)
4 ⋅ 0,0098
– одноходовой ϑт =
= 0,11 м/с;
257
3,14 ⋅ 0,0212
1
4 ⋅ 0,0098
– двухходовой ϑт =
= 0,24 м/с;
2 240
3,14 ⋅ 0,021
2
4 ⋅ 0,0098
– четырехходовой ϑт =
= 0,55 м/с;
2 206
3,14 ⋅ 0,021
4
4 ⋅ 0,0098
– шестиходовой ϑт =
= 0,88 м/с.
194
3,14 ⋅ 0,0212
6
Наиболее близка к рекомендуемой скорости ϑт ≈ 1,0 м/с [1]
скорость движения воды в трубках шестиходового теплообменника. Для дальнейших расчетов выбираем конструкцию вертикального шестиходового кожухотрубчатого теплообменника с
диаметром кожуха 600 мм, длиной теплообменных труб 4000 мм,
числом теплообменных труб 194 шт. и площади поверхности теплопередачи F = 61,0 м2.
143
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Диаметр теплообменных трубок 25×2 мм (внутренний диаметр трубок 0,021 м).
Так как теплоносителями в аппарате является вода и водяной пар, то выбираем группу материального исполнения теплообменника М1:
– кожух, распределительная камера и крышки – ВСт3сп5;
– теплообменные трубы – Сталь 10.
Коэффициент теплопроводности материала теплообменных
труб – λ ст = 46,5 Вт/(м·К).
1.7. Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи и
коэффициентов теплопередачи
Расчет коэффициентов теплоотдачи по формулам и уравнениям, не учитывающим влияние температур поверхностей стенок
теплообменных труб, называется приближенным.
Расчет коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи будем
вести отдельно по зонам.
Зона конденсации пара.
Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации
насыщенного пара на вертикальных трубах широко используется
приближенная формула [1, 2].
α1 = 3,78 λ1
3
ρ 12 dн n
µ1 G
,
(1.10)
4000
= 1,11 кг/с – массовый расход конденсирующегося
3600
пара; dн = 0,025 м – наружный диаметр теплообменных труб;
n = 194 шт. – число теплообменных трубок; λ1 , ρ1 , µ 1 – тепло-
где G =
проводность, плотность и вязкость конденсата, соответственно,
Вт/(м·К), кг/м3, Па·с.
По формуле (1.10)
α1 = 3,78 ⋅ 0,6852 3
144
948,82 ⋅ 0,025 ⋅ 194
249,3 ⋅ 10
−6
⋅ 1,11
= 6007,1
Вт
.
м2 ⋅ К
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для выбора уравнения, описывающего интенсивность теплоотдачи от стенки трубок теплообменника к протекающей в них
воде необходимо установить режим движения воды, рассчитав
число (критерий) Рейнольдса по формуле [4]
ϑ d
Re = т ,
(1.11)
ν2
где ϑт – средняя скорость движения воды в трубках теплообменника, м/с; d – внутренний диаметр трубки, м; ν 2 – кинематическая вязкость, м2/с.
По формуле (1.1)
0,88 ⋅ 0,021
Re =
= 30903,0 .
0,598 ⋅ 10−6
Так как число Рейнольдса Re>4000, то режим движения
турбулентный [4]. Для расчета процесса теплоотдачи в закрытых
каналах при турбулентном режиме движения без учета влияния
температуры поверхности стенки рекомендуется уравнение [1]
0,43
Nu 2 = 0,021 Re0,8
,
(1.12)
2 Pr2
α d
где Nu 2 = 2 – число Нуссельта, характеризующее интенсивλ2
ность теплоотдачи на границе теплоносителя со стенкой; α 2 –
коэффициент теплоотдачи от стенки трубок к воде, Вт/(м2·К);
d – внутренний диаметр теплообменной трубки, м; λ2 – коэффициент теплопроводности теплоносителя (воды), Вт/(м·К).
По формуле (1.12)
Nu = 0,021 ⋅ 30903,00,8 ⋅ 3,860,43 = 146,67 ,
146,67 ⋅ 0,642
Вт
α2 =
= 4483,9 2
а
.
0,021
м ⋅К
Для расчета коэффициента теплопередачи K , Вт/(м2·К),
через тонкостенную цилиндрическую стенку ( dвн > 0,5 d нар ) с
достаточной степенью точности применяют формулу для плоской
поверхности [1]
145
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
K=
1
,
(1.13)
1
1
+ ∑ rст +
α1
α2
где α1 – коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя к
стенке, Вт/(м2·К); α 2 – коэффициент теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю, Вт/(м2·К);
∑ rст
– сумма термических
сопротивлений стенки и загрязнений по ее стороны (со стороны
горячего и со стороны холодного теплоносителей), м2·К/Вт;
Термические сопротивления стенки и загрязнений рассчитывают по формуле [2]
δ
(1.14)
∑ rст = rзагр1 + λст + rзагр 2 ,
ст
где rзагр1 , rзагр 2 – термические сопротивления загрязнений со стороны горячего и холодного теплоносителей, м2·К/Вт;
δ ст = 0,002 м – толщина теплопередающей поверхности стенки
(теплообменной трубой диаметром 25×2 мм); λ ст = 46,5 Вт/(м·К) –
теплопроводность материала трубок (стали 10).
Термические сопротивления загрязнений стенки выбираем
по
[2]:
со
стороны
конденсирующегося
пара
2
1
rзагр1 =
= 0,000172 м ·К/Вт, со стороны охлаждающей воды
5800
(хорошего качества) rзагр2 = 1 = 0,000222 м2·К/Вт.
4500
Суммарные термические сопротивления стенки и загрязнений по формуле (1.14)
0,002
∑ rст = 0,000172 + 46,5 + 0,000222 = 4,37 ⋅10−4 м2·К/Вт.
Коэффициент теплопередачи в зоне конденсации по формуле (1.13)
1
Вт
K=
= 1210 ,7 2
.
1
1
м
⋅
К
+ 0, 000437 +
6007 ,1
4483,9
146
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Необходимая площадь поверхности теплопередачи в зоне
конденсации пара по формуле (5.1)
2402313,2
Fк =
= 29,7 м2.
1210,7 ⋅ 66,84
Зона охлаждения пара.
Перегретый пар следует считать газом. В зоне охлаждения
пара до состояния насыщения он от входа через паровой штуцер
в межтрубное пространство теплообменника омывает пучок теплообменных труб. При движении в межтрубном пространстве
кожухотрубчатых теплообменников с поперечными перегородками значение числа Рейнольдса рассчитывают по формуле [5]
Re = ϑ d н / ν ,
(1.15)
где ϑ – средняя скорость движения теплоносителя в приведенном сечении межтрубного пространства теплообменника, м/с;
dн – наружный диаметр теплообменных труб, м; ν – кинематическая вязкость теплоносителя, м2/с.
Скорость движения теплоносителя в приведенном сечении
межтрубного пространства теплообменника вычисляют по формуле [5]
ϑ = Vп / Sприв ,
(1.16)
где Vп – объемный расход перегретого пара (теплоносителя), поступающий в межтрубное пространство теплообменника, м3/с;
Sприв – приведенное сечение межтрубного пространства теплообменного теплообменника с поперечными перегородками, м2.
Приведенное сечение межтрубного пространства теплообменного аппарата с поперечными перегородками рассчитывают
по формуле [5]
Sмпр h ψ
Sприв =
,
(1.17)
lприв
где Sмпр – площадь поперечного сечения межтрубного пространства теплообменника без перегородок, м2; h – расстояние между
поперечными перегородками в межтрубном пространстве теплообменника, м; ψ – коэффициент, учитывающий сужение сечения
147
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
в межтрубном пространстве в виду наличия труб; lприв – приведенная длина пути теплоносителя между перегородками, м.
Площадь поперечного сечения межтрубного пространства
теплообменника без перегородок [5]
π
Sмпр =
D 2 − n dн2 ,
(1.18)
4
где D – внутренний диаметр кожуха аппарата, м; n – число теплообменных труб в аппарате, шт.; dн – наружный диаметр теплообменных труб в аппарате, м.
Коэффициент ψ , учитывающий сужение сечения ввиду
наличия труб, находят по уравнению [5]
1 − ( dн / t )
ψ=
,
(1.19)
2
1 − 0,9 ( dн / t )
где t – шаг расположения труб в трубной решетке теплообменника, м.
Принимаем сегментные перегородки в межтрубном пространстве. Приведенную длину пути теплоносителя между сегментными перегородками определяют по формуле [5]
4
lприв = h + D − b , (1.20)
3
где b – высота вырезанного
сегмента, м.
Величина h и b обозначены на рис. 1.6 [5].
Высоту
вырезанного
сегмента (см. рис. 1.6) рассчитывают по формуле [5]
b = 2 hψ .
(1.21)
При шаге расположения труб в трубной решетке
теплообменника t = 32 мм
(диаметр
теплообменных
труб
25×2
мм)
коэффициент
Рис. 1.6. Устройство поперечных
сегментных перегородок
ψ по формуле (1.19)
(
148
)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
0,025
0,032
ψ =
= 0,487 .
2
 0,025 
1 − 0,9

 0,032 
Расстояние между перегородками принимаем минимальным и равным h = 0,8 м [1], тогда высота вырезанного сегмента
по формуле (5.21)
b = 2 ⋅ 0,8 ⋅ 0,487 = 0,551 .
Приведенная длина пути теплоносителя по формуле (1.20)
4
lприв = 0,8 + 0,6 − ⋅ 0,551 = 0,665 м.
3
Площадь поперечного сечения межтрубного пространства
по формуле (1.18)
3,14
Sмпр =
0,62 − 194 ⋅ 0,0252 = 0,116 м2.
4
Приведенное сечение межтрубного пространства теплообменника по формуле (1.17)
0,116 ⋅ 0,8 ⋅ 0,487
= 0,068 м2.
Sприв =
0,665
Объемный расход перегретого пара, поступающего в межтрубное пространство теплообменника
G
1,11
Vп = п =
= 0,99 м3/с.
ρ п 1,121
Скорость движения перегретого пара в приведенном сечении межтрубного пространства теплообменника по формуле
(1.16)
0,99
ϑ=
= 14,56 м/с.
0,068
Полученное значение скорости движения перегретого пара
находится в пределах допустимых значений [2].
Режим движения перегретого пара в межтрубном пространстве теплообменника по формуле (1.15)
1−
(
)
149
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
14,56 ⋅ 0,025
= 317626,5 .
1,146 ⋅ 10 −6
Теплообменные трубы в трубных решетках выбранного для
расчета теплообменника размещены по сторонам правильных
шестиугольников (вершинах равносторонних треугольников).
Для расчета интенсивности теплоотдачи от газа к поверхности теплообменных труб, расположенных в теплообменнике в
шахматном порядке в [2] рекомендуется уравнение
(1.22)
Nu = 0,356 Re 0,6 ε φ ,
Re =
где ε φ = 0,6 – коэффициент, учитывающий влияние угла атаки
при обтекании паром труб [2].
По формуле (1.22)
Nu = 0,356 ⋅ 317626,50,6 ⋅ 0,6 = 427,3 ,
Nu ⋅ λ1 427,3 ⋅ 0,0259
а
α1 =
=
= 442,7 Вт/(м2·К).
dн
0,025
Режим движения воды в трубках в зоне охлаждения пара
установим, вычислив число Рейнольдса по формуле (1.11)
0,88 ⋅ 0,021
Re =
= 45405, 4 .
0,407 ⋅ 10 −6
Так как режим движения воды турбулентный (Re>4000), то
интенсивность теплоотдачи от стенки трубок к воде описывается
приближенным уравнением (1.12)
Nu = 0,021 ⋅ 45405,40,8 ⋅ 2,490,43 = 165,3 ,
Nu ⋅ λ2 165,3 ⋅ 0,669
тогда
α2 =
=
= 5265,9 Вт/(м2·К).
d вн
0,021
Коэффициент теплопередачи в зоне охлаждения пара по
формуле (1.13)
1
K=
= 346,0 Вт/(м2·К).
1
1
+ 0,000437 +
442,7
5265,9
Необходимая площадь поверхности теплопередачи в зоне
охлаждения пара
150
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
35695,8
= 2,12 м2.
346,0 ⋅ 48,63
Суммарная необходимая площадь поверхности теплопередачи, определяемая приближенным расчетом
F = Fк + Fох = 29,7 + 2,12 = 31,82 м2.
Такой площади поверхности отвечает конструкция выбранного в ориентировочном расчете шестиходового кожухотрубчатого теплообменника диаметром кожуха 600 мм и числом
труб n = 194 шт., но с длиной теплообменных труб не 4000 мм, а
3000 мм, который имеет площадь поверхности F =46,0 м2.
Fох =
1.8. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи.
Окончательный выбор теплообменного аппарата
Расчет коэффициентов теплоотдачи с учетом температур
поверхностей стенки теплообменной трубки называется уточненным. Температуры поверхностей стенки при этом рассчитывают
методом последовательных приближений исходя из того, что при
установившемся процессе теплопередачи удельные тепловые потоки по обе стороны стенки (со стороны горячего и холодного
теплоносителей) отличаются не более 5 % [1].
Уточненный расчет выполним отдельно для каждой из зон.
Зона конденсации пара
Для первого приближения зададимся значением температуры поверхности стенки со стороны конденсирующегося пара
( tст1 )I = 107,3 ºС.
Для расчета коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке воспользуемся формулой [1, 2]
λ13 ρ12 r g
,
(1.23)
µ1 ∆t H
где H – высота теплообменных труб, на которых конденсируется пар, м; ∆t – разность температур пара и стенки, ºС; r – скрытая теплота конденсации пара, Дж/кг; g = 9,81 м/с2 – ускорение
силы тяжести; λ1 , ρ1 , µ1 – теплопроводность, плотность, динамиα1 = 1,15 4
151
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ческая вязкость конденсата, образующегося из пара при темпераTн + ( tст1 )I 112,7 + 107,3
туре пленки, равной tпл =
=
= 110 ºС.
2
2
При температуре пленки конденсата tпл = 110 ºС [2]:
λ1 = 0,685 Вт/(м·К), ρ1 = 951,0 кг/м3, µ1 = 256 ⋅ 10−6 Па·с.
Разность температур пара и стенки ∆t = 112,7 − 107,3 = 5,4 ºС.
По формуле (1.23)
α1 = 1,15 4
0 ,6853 ⋅ 9512 ⋅ 2227 ⋅ 10−6 ⋅ 9,81
−6
= 7193,9 Вт/(м2·К).
256 ⋅ 10 ⋅ 5, 4 ⋅ 3
Удельная тепловая нагрузка со стороны конденсирующегося пара
( q1 )I = α1 ∆t = 7193,9 ⋅ 5,4 = 38847,1 Вт/м2.
Температура поверхности стенки со стороны воды
(tст2 )I = (tст1 )I − ∑ rст ⋅ ( q1 )I = 107,3 − 0,000437 ⋅ 38847,1 = 90,32 ºС.
При этой же температуре для воды [2] Prст = 1,94 .
Влияние температуры поверхности стенки на интенсивность теплоотдачи от стенки к воде учитывается отношением
0,25
 Pr 

 , добавляемым к формуле (1.12).
 Prст 
Тогда
0,25
 Pr 
 3,86 
= 174, 2 ,
Nu ′2 = Nu 2 
 = 146,67 

 1,94 
 Prст 
174,2 ⋅ 0,642
а
α2 =
= 5325,5 Вт/(м2·К).
0,021
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды
( q2 )I = α 2 ⋅ ( tст2 )I − tср  = 5325,5 (90,32 − 45,9 ) = 236558,7 Вт/м2.
0,25
В первом приближении ( q2 )I >> ( q1 )I (236558,7>>38847,1),
поэтому расчет продолжаем, принимая для второго приближения
( tст1 )II = 97,3 ºС.
152
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
112,7 + 97,3
= 105 ºС.
2
При этой температуре [2]: λ1 = 0,684 Вт/(м·К), ρ1 = 954,5
Температура пленки конденсата tпл =
кг/м3, µ1 = 269 ⋅ 10−6 Па·с.
Разность температур пара и стенки ∆t = 112,7 − 97,3 = 15,4 ºС.
По формуле (1.23)
α1 = 1,15
4
0,6843 ⋅ 954,52 ⋅ 2227 ⋅ 10−6 ⋅ 9,81
−6
= 5471,8 Вт/(м2·К).
269 ⋅ 10 ⋅ 15, 4 ⋅ 3
Удельная тепловая нагрузка со стороны пара
( q1 )II = α1 ⋅ ∆t = 5471,8 ⋅15,4 = 84265,0 Вт/м2.
Температура поверхности стенки со стороны воды
t
( ст2 )II = ( tст1 )II − ∑ rст ⋅ ( q1 )II = 97,3 − 0,000437 ⋅ 84265, 0 = 60, 48 ºС.
При этой температуре для воды [2] Prст = 2,96 .
0,25
 Pr 
 3,86 
Nu ′2 = Nu 2 
 = 146,67 
 = 156,7 ,
 2,96 
 Prcт 
156,7 ⋅ 0,642
а
α2 =
= 4791,6 Вт/(м2·К).
0,021
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды
( q2 )II = α 2 ⋅ ( tст2 )II − tср  = 4791,6 ( 60,48 − 45,9 ) = 69861,5 Вт/м2.
В
втором
приближении
0,25
уже
( q1 )II >> ( q2 )II
(84265,0>>69861,5), поэтому расчет продолжаем, определяя
( tст1 )III графически (рис. 1.7).
По определенному графически значению ( tст1 )III = 97,9 ºС
выполняем третий, проверочный расчет.
∆t = 112,7 − 97,9 = 14,8 ºС.
112,7 + 97,9
tпл =
= 105,3 ºС.
2
При этой температуре: λ1 = 0,684 Вт/(м·К), ρ1 = 954,5
кг/м3, µ1 = 269 ⋅10 −6 Па·с.
153
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.7. Графическое определение ( tст1 )III
По формуле (1.23)
α1 = 1,15
4
0,6843 ⋅ 954,52 ⋅ 2227 ⋅ 10−6 ⋅ 9,81
269 ⋅ 10
−6
⋅ 14,8 ⋅ 3
= 5526, 4 Вт/(м2·К).
( q1 )III = 5526,4 ⋅14,8 = 81790,5
Вт/м2.
( tст2 ) III = ( tст1 )III − ∑ rст ⋅ ( q1 )III = 97,9 − 0, 000437 ⋅ 81790,5 = 62,16 ºС.
При этой температуре для воды [2] Prст = 2,88 .
 Pr 
Nu ′2 = Nu 2 

 Prст 
а
( q2 )III
0,25
0,25
 3,86 
= 146,67 
 = 157,8 ,
 2,88 
157,8 ⋅ 0,642
α2 =
= 4824,5 Вт/(м2·К).
0,021
= 4824,5 ( 62,16 − 45,9 ) = 78446,4 Вт/м2.
Средняя удельная тепловая нагрузка в третьем приближении
154
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
( q1 )III + ( q2 ) III
81790,5 + 78446, 4
= 80118,4 Вт/м2.
2
2
Отклонение удельных тепловых нагрузок по обе стороны
стенки в третьем приближении для зоны конденсации пара
( q1 )III − ( q2 )III
81790,5 − 78446, 4
∆=
⋅ 100 =
⋅ 100 = 4,17 %
80118,4
( qср )
(q )
ср III
=
=
III
Так как отклонение удельных тепловых нагрузок не превышает 5 % (4,17 < 5), то тепловой расчет для зоны конденсации
можно считать законченным.
Коэффициент теплопередачи в зоне конденсации пара по
формуле (1.13)
1
Kк =
= 1212,1 Вт/(м2·К).
1
1
+ 0,000437 +
5526,4
4824,5
Схема процесса теплопередачи в зоне конденсации представлена на
рис. 1.8.
Площадь поверхности теплопередачи в зоне
конденсации
2
2402313, 2
Fк =
= 29,65 м .
1212,1 ⋅ 66,84
Зона
охлаждения
пара
В [2] утверждается,
что для газов отношение
Pr
= 1 , так как они явPrст
Рис. 1.8. Схема процесса теплопередачи
ляются
зависимыми
в зоне конденсации пара
только от атомности газа.
Поскольку перегретый водяной пар является газом, то выполнение уточненного расчета для зоны охлаждения пара становится
невозможным и нецелесообразным. В связи с вышеизложенным,
155
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
воспользуемся результатами приближенного расчета зоны охлаждения пара, отраженными на рис. 1.9.
Итак, площадь поверхности теплопередачи в зоне охлаждения пара Fох = 2,12 м2.
Суммарная необходимая площадь поверхности аппарата
Fтр = Fк + Fох = 29,65 + 2,12 = 31,8 м2.
Рис. 1.9. Схема процесса теплопередачи в зоне конденсации пара
Окончательно выбираем вертикальный шестиходовой кожухотрубчатый теплообменный аппарат с внутренним диаметром кожуха D = 600 мм, с
числом труб 194 шт., с
высотой теплообменных
труб 3000 мм и размещением их по вершинам
правильных равносторонних треугольников (сторонам правильных шестиугольников), с площадью поверхности теплопередачи F = 46,0 м2.
Запас площади по-
верхности аппарата
∆=
F − Fтр
=
46,0 − 31,8
= 30,8 % ,
46,0
F
что отвечает рекомендациям [2].
Условное обозначение аппарата
600ТНВ − 0,6М 1 − О
гр. А ГОСТ 14246-79.
Теплообменник
25 Г − 3Ш − 6
156
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЕТ
Целью конструкторского расчета является:
– выбор конструкционных материалов для изготовления
аппарата;
– выбор трубных решеток, способов размещения и крепления в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху;
– выбор конструктивной схемы поперечных перегородок и
расстояния между ними;
– расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и
крепежных элементов;
– выбор распределительных камер, крышек и днищ аппарата, отбойники;
– проверка необходимости установки компенсирующего
устройства;
– выбор опор аппарата.
2.1. Выбор конструкционных материалов для изготовления
аппарата
Конструкционные материалы для изготовления теплообменного аппарата должны удовлетворять требованиям к их механическим свойствам, быть коррозионностойкими, дешевыми и
недифицитными.
Для проектируемого теплообменника выбираем группу материального исполнения М1 [1]. Для группы материального исполнения М1 по ГОСТ 15120-79 выбираем материалы основных
узлов и деталей, а именно:
– кожух – ВСт3сп5 ГОСТ 14637-79;
– распределительная камера и крышки – ВСт3сп5 ГОСТ
14637-79;
– трубы – Сталь 10 (20) ГОСТ 8733-87.
157
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.2. Выбор трубных решеток, способов размещения и крепления
в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху
Трубная решетка представляет собой диск, в котором высверлены отверстия под трубки, и служат вместе с трубками для
разделения трубного и межтрубного пространств.
Для надежного крепления трубок в трубной решетке ее
толщина должна быть не менее S р (min)
dн
+с,
(2.1)
8
где dн = 0,025 м – наружный диаметр теплообменной трубки;
с – коэффициент, зависящий от вида материала, из которого изготовлена трубная решетка. Для стальной трубы с = 5 мм [1].
По формуле (2.1)
0,025
S р (min) =
+ 5 = 8 мм.
8
Действительную толщину трубной решетки выбирают в зависимости от диаметра кожуха аппарата и условного давления в
аппарате. Выбираем Pу = 0,6 МПа, тогда для Dу = 600 мм
S p (min) =
S p = 25 мм.
Размещение отверстий в трубной решетке и их шаг регламентируется ГОСТ 9929-82.
Для труб диаметром 25×2 мм
шаг t =32 мм [1].
Выбираем способ размещения
труб по вершинам равносторонних
треугольников (по сторонам правильных шестиугольников) – рис.
2.1. Отверстия под трубы в трубной
решетке и перегородках в кожухотрубчатых теплообменных аппаратах
размещают в соответствии с ГОСТ
Рис. 2.1. Размещение
15118-79
[1].
отверстий в трубной решетке
Основные размеры для раз-
158
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
мещения отверстий под трубы Ø 25×2 мм в трубной решетке
принимаем [1]: Dв = 600 мм, Do =590 мм, 2 R = 583 мм, h =
166,2 мм (рис. 2.2).
Размещение отверстий под трубы в трубных решетках и
перегородках шестиходовых теплообменных аппаратов по ГОСТ
15118-79 представлено в табл. 2.1 и на рис. 2.2.
Таблица 2.1
Размещение отверстий под трубы
600
Диаметр аппарата, мм
Б А
Сектор
0
8
1
8
2
7
3
8
4
7
5
6
12
7
9
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
38 21 В секторе
Общее
194
В решетке
Число отверстий под трубы
по рядам
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
Крепление труб в трубных решетках должно быть прочным, герметичным и обеспечивать их легкую замену. Выбираем
способ крепления труб в отверстиях трубных решеток развальцовкой (рис. 2.3) [1]. Размер отверстий под трубки с dн = 25 мм
равен 25,5 мм [1].
Для обеспечения равномерного прогрева
материала
решетки и кожуха при их сварке
Рис. 2.4. Конструкция
толщина выстуузла крепления трубной па на трубной
решетки: 1 – трубная
решетке должна
решетка, 2 – кожух, 3 –
Рис. 2.3. Крепление
быть
равной
труба теплообменная
труб в трубной решетке
толщине кожуха
развальцовкой: 1 –
аппарата, т. е. 6 мм [1] (рис. 2.4).
трубная решетка, 2 –
теплообменная трубка
159
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Ç630
Сектор А
8 ряд (9 труб)
7 ряд (12 труб)
21 труба
6 ряд (0 труб)
5 ряд (7 труб)
4 ряд (8 труб)
3 ряд (7 труб)
2 ряд (8 труб)
1 ряд (8 труб)
Сектор Б
0 ряд (0 труб)
Всего: 194 трубы
Ç600
Рис. 2.2. Размещение отверстий под трубы в трубных решетках
160
38 труб
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.3. Выбор конструктивной схемы поперечных перегородок и
расстояния между ними
Поперечные перегородки в межтрубном пространстве кожухотрубчатых теплообменников выполняют две функции: способствуют интенсификации процесса теплоотдачи в межтрубном
пространстве за счет организации поперечного обтекания пучка
труб и выполняют роль фиксаторов (опорных) положения труб и
не дают им изменять свое положение при температурных удлинениях [1].
Номинальный диаметр поперечных перегородок зависит от
внутреннего диаметра аппарата. При Dв = 600 мм диаметр перегородки Dп = 597 мм [1].
Расстояние между перегородками принимаем равным
800 мм, тогда число поперечных перегородок в межтрубном пространстве nп = 3 шт., их толщина δ = 8 мм [1].
Выбираем конструкцию сегментных перегородок (рис. 2.5).
Взаимное расположение поперечных
перегородок фиксируют несколькими стяжками между собой.
Стяжки придают трубному пучку жесткость и
дополнительную прочность,
обеспечивают
удобство его сборки.
Они представляют собой тяги из круглого
прутка, пропущенные
Рис. 2.5. Конструктивная схема сегментных
через отверстия переперегородок
городок и трубных решеток. В промежутке между перегородками на стяжки надеты
распорные трубы. При навинчивании гаек на концевые резьбовые
части тяг образуется жесткий каркас. Диаметр и число стяжек
161
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
принимают в зависимости от диаметра аппарата. При Dв = 600 мм
диаметр стяжек d = 12 мм, их число – 6 шт.
2.4. Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и
крепежных элементов
Разъемное присоединение трубопроводов к аппаратам осуществляют при помощи фланцевых штуцеров. Диаметр штуцера
зависит от расхода и скорости теплоносителя и определяется по
формуле [1]
4V
dш =
,
(2.2)
πϑ
где V – объемный расход теплоносителя, м3/с; ϑ – скорость
движения теплоносителя, м/с.
Принимаем скорость движения охлаждающей воды в штуцере несколько большей, чем в аппарате, и в рекомендуемых
пределах [1] ϑ = 1,25 м/с.
По формуле (2.2)
4 ⋅ 0,0098
dш (в) =
= 0,0999 м,
3,14 ⋅ 1,25
G
9,71
где Vв = в =
= 0,0098 м3/с – объемный расход воды.
ρв 991,2
По ГОСТ 8732-78
выбираем диаметр штуцера
dш = 100 мм. Для изготовления патрубка штуцера
используем трубу диаметром Ø 108×4 мм.
По ГОСТ 1255-67
выбираем цельные фланцы
[6] (рис. 2.6).
Для Ру =0,6 МПа и
Рис. 2.6. Конструкция цельного фланца
162
dн =108 мм по [6] выбира-
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ем основные размеры фланца для штуцеров ввода и вывода воды:
Dф = 205 мм, Dб = 170 мм, D1 = 148 мм, h = 15 мм, h1 = 3 мм,
dб = М16, число болтов n = 4 шт.
Затяжка фланцевого соединения осуществляется болтами.
Определим диаметр штуцера для ввода горячего теплоносителя – перегретого водяного пара. Для этого найдем объемный
расход пара по формуле
Vп.п = G1 / ρ1 ,
(2.3)
где G1 – массовый расход пара, G1 = 1,11 кг/с; ρ1 – плотность
перегретого водяного пара, ρ1 = 1,343 кг/с [3].
По формуле (2.3)
1,11
Vп.п =
= 0,827 м3/с.
1,343
По рекомендациям [2] принимаем скорость перегретого пара в штуцере ϑп.п = 40,0 м/с, тогда по формуле (2.2)
4 ⋅ 0,827
= 0,162 м.
3,14 ⋅ 40
Для изготовления патрубка штуцера выбираем трубу диаметром Ø159×4,5 мм (внутренний диаметр dш (п.п) = 0,150 м).
dш (п.п) =
Основные размеры фланца для парового штуцера выбираем
при Ру =0,6 МПа [6]: dн = 159 мм, Dф = 260 мм, Dб = 225 мм,
D1 = 202 мм, h = 17 мм, h1 = 3 мм, dб = М16, число болтов
n = 8 шт.
Определим размеры штуцера для выхода конденсата водяного пара.
По формуле (2.3) объемный расход конденсата
G
1,11
Vк = 1 =
= 0,00117 м3/с.
ρ1 948,8
Принимая скорость конденсата в штуцере ϑк = 1,25 м/с, по
формуле (2.2)
163
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4 Vк
4 ⋅ 0,00117
=
= 0,034 м.
π ϑк
3,14 ⋅ 1,25
Для изготовления патрубка конденсатного штуцера используем трубу диаметром Ø 38×2 мм (внутренний диаметр dв = 0,032 м).
Основные размеры фланца для конденсатного штуцера выбираем при Ру =0,6 МПа по [6]: dн = 38 мм, Dф = 120 мм,
dш (к) =
Dб = 90 мм, D1 = 70 мм, h = 13 мм, h1 = 2 мм, dб = М12, число
болтов n = 4 шт.
Диаметр крышки (днища) теплообменного аппарата равен
диаметру кожуха аппарата, то есть Dв = 600 мм. Для Dв = 600
мм и Ру = 0,6 МПа по [6] выбираем фланец для крышки (днища)
теплообменного аппарата.
Крышку (днище) присоединяют к фланцу при помощи
сварки (рис. 2.7).
Основные размеры выбранного фланца: Dф = 730 мм,
Dб = 690 мм, D1 = 670 мм, h = 28 мм, h1 = 5 мм, dб = М20, число болтов n = 24 шт.
Фланец для обечайки теплообменного аппарата имеет аналогичные конструктивные размеры.
Рис. 2.7. Конструкторские размеры цельного фланца для днища
(крышки) теплообменного аппарата
164
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для герметизации фланцевого соединения между фланцами
ставится прокладка. Она уплотняет зазор между соединительными поверхностями фланцев и исключает возможность утечки
жидкости или газа через него.
Для уплотнения фланцевого соединения крышки аппарата
и распределительной камеры выбираем прокладку из паронита
[6] (рис. 2.8).
Конструктивные размеры
выбранной прокладки: S =3 мм,
D = 659 мм, D1 = 621 мм.
Аналогичная прокладка
Рис. 2.8. Конструктивные размеры используется в соединении
фланца днища аппарата с трубпрокладки
ной решеткой.
2.5. Выбор распределительной камеры, крышки и
днища аппарата. Отбойник
Распределительная камера направляет поток рабочей среды
по теплообменным трубкам. Для создания нужного числа ходов
внутри распределительной камеры устанавливают перегородки.
Узел их соединения с трубной решеткой герметизируют прокладкой, уложенной в паз трубной решетки (рис. 2.9).
Толщина перегородки принимаем равной Sп = 10 мм [1].
Толщину стенки распределительной камеры принимаем равной
толщине корпуса (обечайки) аппарата Sк = 6 мм.
Высота обечайки распределительной камеры зависит от
диаметра фланцев штуцеров распределительной камеры и рассчитывается по формуле [1]
Н = Dф + (1...3) h ,
(2.4)
где Dф – диаметр фланца штуцера распределительной камеры, м;
h – высота фланца штуцера на обечайке распределительной камеры, м.
Dф = 205 мм, h = 15 мм, тогда по формуле (2.4)
Н = 205 + 2,2 ⋅ 15 = 238 мм.
165
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.9. Узел соединения перегородки распределительной камеры с
трубной решеткой: 1 – трубная решетка; 2 – прокладка; 3 – перегородка
Днище и крышку теплообменного аппарата выбираем по
[6] в зависимости от диаметра кожуха. Выбираем эллиптическое
отбортованное стальное днище с базовыми размерами по ГОСТ
6533-68 (рис. 2.10).
Рис. 2.10. Конструкторские размеры крышки (днища) теплообменного
аппарата
По [6]: S = 6 мм, h = 25 мм, Dв = 600 мм, hв = 150 мм, емкость днища V = 35,3·10-3 м3.
При входе перегретого пара в межтрубное пространство
теплообменника для защиты труб от местного износа, напротив
входного штуцера устанавливают отбойник (рис. 2.11).
166
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.11. Схема размещения отбойника: 1 – обечайка, 2 – перегородка,
3 – труба теплообменная, 4 – отбойник, 5 – штуцер
Отбойник выполняют в виде круглой пластины с диаметром D > D1 (принимаем D = 168 мм). Отбойник не должен создавать излишнее гидравлическое сопротивление, поэтому расстояние от внутренней поверхности корпуса до отбойника должно
быть h ≥ 0,2 D1 . Обычно отбойник крепят к трубам хомутами.
2.6. Проверка необходимости установки компенсирующего
устройства
Установка компенсирующего устройства необходимо в том
случае, если разность температур между температурами кожуха и
труб больше, чем наибольшая допускаемая разность температур
( tк − tт ) = 40 ºС по ГОСТ 15122-79 [1].
167
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Принимаем температуру кожуха аппарата равной температуре пара, то есть tк = 112,7 ºС.
Температуру теплообменной трубки находим как среднее
арифметическое из температур поверхностей стенки со стороны
горячего теплоносителя (пара) и со стороны холодного теплоносителя (воды), определенных в тепловом расчете
tст 1 + tст 2 97,9 + 62,16
tт =
=
= 80,03 ºС.
2
2
Тогда разность температур кожуха и трубок
tк − tт = 112,7 − 80,03 = 32,67 ºС.
Так как полученная величина разности температур меньше,
чем наибольшая допускаемая, то следует вывод, что установка
компенсирующего устройства не требуется.
2.7. Опоры аппарата
Аппарат устанавливают на специальные несущие конструкции или межэтажные перекрытия при помощи опор. Выбираем боковые опоры (рис. 2.12).
Рис. 2.12. Конструкторские размеры боковой опоры аппарата
168
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Определим вес аппарата с жидкостью по формуле
Р = (m1 + m2 ) g ,
(2.5)
где m1 – масса аппарата, кг, m1 =1340 кг по ГОСТ 15122-79;
m2 – масса жидкости в аппарате, кг; g =9,81 м/с2 – ускорение силы тяжести.
Массу жидкости в аппарате находят по формуле
(2.6)
m2 = 2m + m′ + m′′ ,
где m – масса жидкости в днище (крышке), кг; m′ – масса жидкости в трубках аппарата, кг; m′′ – масса жидкости в распределительной камере, кг.
Масса жидкости
m =V ρ ,
(2.7)
3
где V – объем, занимаемый жидкостью, м ; ρ – плотность жидкости, кг/м3.
Емкость днища (крышки) Vд = 0,035 м3 (см. подраздел 2.5),
плотность воды ρ = 989,6 кг/м3 (см. табл. 1.1).
По формуле (2.7) масса воды в днище (крышке)
m = 0,035 ⋅ 989,6 = 34,64 кг.
Массу воды в трубках теплообменника определим по формуле
2
L π d вн
m′ =
nρ ,
(2.8)
4
где L – длина трубок теплообменника, м; d вн – внутренний диаметр трубок, м; n – число трубок, шт; ρ – плотность воды, кг/м3.
Масса воды в трубках теплообменника по формуле (2.8)
3,0 ⋅ 3,14 ⋅ 0,0212
m′ =
⋅ 194 ⋅ 989,6 = 199,3 кг.
4
Массу воды в распределительной камере теплообменника
определим по формуле
π Dв2
m′′ = H
ρ,
(2.9)
4
где Н – высота обечайки распределительной камеры, Н = 0,238 м;
169
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Dв – внутренний диаметр кожуха аппарата, Dв = 0,6 м;
ρ – плотность воды, ρ = 989,6 кг/м3.
По формуле (2.9)
3,14 ⋅ 0,6 2
′
′
989,6 =66,48 кг.
m = 0, 238
4
По формуле (2.6)
m2 = 2 ⋅ 34,64 + 199,3 + 66, 48 = 335,1 кг.
По формуле (2.5) вес аппарата
Р = (1340 + 335,1) ⋅ 9,81 = 16432,3 Н.
Устанавливаем аппарат на четыре лапы. Допускаемая нагрузка на опору равна весу аппарата с жидкостью Р , деленному
на число лап 4, то есть P / 4 =16432,3/4=4108,1 Н.
Для выбора размеров опор руководствуются ГОСТ 2629684: а = 75 мм, а1 = 95 мм, b = 75 мм, b1 = 95 мм, h = 140 мм,
h1 = 25 мм, k1 = 15 мм, S = 5 мм, d = 12 мм.
170
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Целью гидравлического расчета является определение величины сопротивления, вносимого теплообменником в систему
технологических трубопроводов, сопротивления всей системы
технологических трубопроводов и подбор насоса для осуществления перемещения жидкости по системе технологических трубопроводов, включая и рассчитанный теплообменный аппарат.
Поскольку в задании на проектирование схема насосной
установки не задана, то в качестве таковой выберем схему циркуляционной мойки резервуаров и трубопроводов [1] (рис. 3.1).
Рис. 3.1. Схема насосной установки
Вода из емкости 1 насосом 2 перекачивается через теплообменник 3 в стерилизационный аппарат 4. В теплообменнике
вода нагревается от t1 =12 ºС до t 2 =72 ºС.
Расход подаваемой насосом воды определен из уравнения
теплового баланса в тепловом расчете Gв = 9,71 кг/с.
171
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Другие величины, необходимые для расчета насосной установки примем:
– длина всасывающего трубопровода Lвс = 7,8 м;
– длина напорного трубопровода Lн = 84 м, в том числе
′
L = 16 м;
н
– высота всасывания hвс = 2,1 м;
– высота подъема воды от насоса Н = 14 м;
– давление в форсунке Рк = 0,15 МПа.
3.1. Расчет гидравлических сопротивлений трубопроводов и
аппаратов, включенных в них
Под гидравлическими сопротивлениями понимают потери
энергии при движении жидкости, обусловленные необходимостью совершать работу против сил трения, возникающих в ней
из-за вязкости.
Различают два вида потерь: потери на трение по длине hl и
потери в местных сопротивлениях hмс .
Потери на трение по длине вычисляют по формуле ДарсиВейсбаха
L ϑ2
hl = λ
,
(3.1)
d 2g
где λ – коэффициент гидравлического трения; L, d – длина и
диаметр трубопровода, соответственно, м;
ϑ2
– скоростной на2g
пор в трубопроводе, м.
Потери в местных сопротивлениях определяют по формуле
Вейсбаха
ϑ2
hмс = ∑ ξ
,
(3.2)
2g
где ∑ ξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений на рассматриваемом участке трубопровода.
172
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.1.1. Разбивка трубопровода на участки, определение
диаметров, скорости движения и режимов движения
на различных участках трубопровода
Так как температуры воды на различных участках трубопровода различны, то в соответствии с рис. 3.1 разобьем всю сеть
на участки:
– участок от резервуара 1 до танка 3 (всасывающая линия);
– участок от танка 3 до теплообменника 2 (напорная линия);
– теплообменник 2;
– участок от теплообменника 2 до стерилизуемого аппарата
4 (напорная линия).
Вода на всасывающем и напорном участках трубопровода
имеет температуру t1 = 12 ºС. Кинематическая вязкость воды при
этой температуре ν =1,25·10-6 м2/с [2], а плотность ρ = 999,6
кг/м3.
Средняя температура воды в теплообменнике
t + t 12 + 72
tср = 1 2 =
= 42 ºС, а ν =0,639·10-6 м2/с, ρ =991,2 кг/м3.
2
2
На напорном участке трубопровода за теплообменником
t2 = 72 ºС, а ν = 0,405·10-6 м2/с, ρ = 976,8 кг/м3.
Определим объемные расходы воды на каждом участке
трубопровода по уравнению Vв = Gв / ρ в :
9,71
– всасывающий Vв (вс) =
= 9,71 ⋅ 10−3 м3/с;
999,6
– напорный до теплообменника Vв(н) = Vв(вс) = 9,71 ⋅ 10−3 м3/с;
9,71
= 9,80 ⋅ 10−3 м3/с;
991,2
9,71
– напорный за теплообменником Vв (н) =
= 9,94 ⋅ 10−3 м3/с;
976,8
Определим диаметры всасывающего и напорного участков
трубопровода по формуле, вытекающей из уравнения расхода
– теплообменник Vв (т) =
173
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4V
,
(3.3)
πϑ
где V – объемный расход воды, м3/с; ϑ – средняя скорость воды
на рассматриваемом участке трубопровода, м/с.
Принимаем скорость на всасывающем участке трубопровода ϑвс = 0,8 м/с, а на напорном – ϑн = 1,3 м/с [7].
По формуле (3.3)
d=
dвс =
4 ⋅ 9,71 ⋅ 10−3
= 0,124 м,
3,14 ⋅ 0,8
4 ⋅ 9,71 ⋅ 10−3
= 0,098 м.
3,14 ⋅ 1,3
По ГОСТ 8732-78, 8734-75, 9940-81, 9941-81 выбираем для
изготовления всасывающего и напорного участков трубопровода
стальные бесшовные холоднокатаные новые с эквивалентной шероховатостью стенок kэ = 0,02 мм трубы. Абсолютная шероховаk
0,02
тость ∆ = э =
= 0,04 мм.
0,5 0,5
Для всасывающего участка выбираем трубу диаметром
Ø 133×4 мм (внутренний диаметр dв = 133-2·4=125 мм).
Для напорного участка выбираем трубу диаметром
Ø 108×4 мм (внутренний диаметр dв = 108-2·4=100 мм).
Скорость движения воды на всасывающем и напорном участках трубопровода (до теплообменника)
4Vв(вс) 4 ⋅ 9,71 ⋅ 10−3
ϑвс =
=
= 0,79 м/с,
π dв2
3,14 ⋅ 0,1252
4Vв(н) 4 ⋅ 9,71 ⋅ 10−3
ϑн =
=
= 1, 24 м/с.
π d в2
3,14 ⋅ 0,1002
Средняя скорость в трубках теплообменника
4Vв (т) z 4 ⋅ 9,80 ⋅ 10−3 6
ϑт =
=
= 0,88 м/с.
π d т2 n 3,14 ⋅ 0,0212 194
а
174
dн =
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Скорость воды на напорном участке трубопровода за теплообменником
4Vв(н) 4 ⋅ 9,94 ⋅ 10−3
ϑн =
=
= 1,27 м/с.
π d в2
3,14 ⋅ 0,1002
Определим режимы движения воды на различных участках
трубопровода, рассчитав число Рейнольдса
Re = ϑ d / ν ,
(3.4)
где ϑ – средняя скорость воды на участке трубопровода, м/с;
d – диаметр участка трубопровода, м; ν – кинематическая вязкость воды на данном участке трубопровода, м2/с.
По формуле (3.4):
– на всасывающем участке трубопровода
0,79 ⋅ 0,125
Re вс =
= 79000,0 ;
1,25 ⋅ 10−6
– на напорном участке до теплообменника
1,24 ⋅ 0,100
Re н' =
= 99200,0 ;
1,25 ⋅ 10−6
– в теплообменнике
0,88 ⋅ 0,021
Re т =
= 28920,2 ;
0,639 ⋅ 10−6
– на напорном участке за теплообменником
1, 27 ⋅ 0,100
Re н =
= 313580,2 .
0, 405 ⋅ 10−6
На всех участках трубопровода и в теплообменнике режим
движения воды турбулентный ( Re >4000).
3.1.2. Определение гидравлических сопротивлений
на различных участках трубопровода
Всасывающий участок трубопровода ( ϑвс = 0,79 м/с,
dвс =0,125, Reвс = 79000, Lвс = 7,8 м, два местных сопротивления
– поворот на 90º ( ξпов = 0,15) и фильтр с обратным клапаном
( ξф =10,0).
175
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Предполагая, что труба гидравлически гладкая, рассчитывают коэффициент гидравлического трения по формуле Блазиуса
0,3164
λгл =
,
(3.5)
Re0,25
где Re – критерий Рейнольдса.
По формуле (3.5)
0,3164
λ гл =
= 0,019 .
790000,25
Толщину вязкого подслоя рассчитывают по формуле
d
8
δ = 11,6
,
(3.6)
Re λгл
где d – диаметр трубопровода, м; Re – критерий Рейнольдса;
λгл – коэффициент гидравлического трения для гидравлически
гладких труб.
По формуле (3.6)
0,125
8
= 3,77 ⋅ 10−4 м,
δ = 11,6
79000 0,019
δ > ∆ (3,77·10-4 > 4·10-5), следовательно, труба гидравлически
гладкая и λ = λгл = 0,019 .
По формуле (3.1)
7,8 0,792
hl = 0,019
= 0,038 м.
0,125 2 ⋅ 9,81
По формуле (3.2)
0,792
hмс = ( 0,15 + 10 )
= 0,323 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора во всасывающем трубопроводе
hвс = hl + hмс = 0,038 + 0,323 = 0,361 м.
Напорный участок трубопровода ( ϑн′ =1,24 м/с, dн =0,100
м, Reн′ =99200, Lн′ =16,0 м, одно местное сопротивление – поворот на 90º ( ξпов =0,15).
По формуле (3.5)
176
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
λгл =
0,3164
= 0,018 .
992000,25
По формуле (3.6)
0,100
8
= 2,47 ⋅10 −4 м,
99200 0,018
δ > ∆ , следовательно, труба гидравлически гладкая
λ = λ гл = 0,018 .
δ = 11,6
и
По формуле (3.1)
hl = 0,018
16 1,242
= 0,226 м.
0,1 2 ⋅ 9,81
По формуле (3.2)
1,242
= 0,012 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери на участке
hн′ = 0,226 + 0,012 = 0, 238 м.
Теплообменник ( ϑт =0,88 м/с, d т =0,021, Re т =28920,2, Lт =3
м, шестиходовой).
По формуле (3.5)
0,3164
λгл =
= 0,024 .
28920, 20,25
По формуле (3.6)
0,021
8
δ = 11,6
= 1,53 ⋅ 10 − 4 м.
28920,2 0,024
Труба гидравлически гладкая, так как толщина вязкого
подслоя δ =1,53·10-4 м больше высоты элементов шероховатости
(абсолютной шероховатости) стенок трубы ∆ =4·10-5 м, следовательно, λ = λгл = 0,024 .
По формуле (3.1)
3 ⋅ 6 0,882
hl = 0,024
= 0,813 м.
0,021 2 ⋅ 9,81
hмс = 0,15
177
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для определения потерь напора в местных сопротивлениях
теплообменника предварительно вычислим площади потока в
различных сечениях:
– площадь поперечного сечения штуцера ввода и вывода
охлаждающей воды
π dш2 3,14 ⋅ 0,12
Sшт =
=
= 0,785 ⋅ 10−2 м2;
4
4
– площадь сечения распределительной камеры одного хода
1 π Dв2 1 3,14 ⋅ 0,62
S рк =
=
= 0,047 м2,
z 4
6
4
где z – число ходов теплообменника, z =6;
Dв – внутренний диаметр распределительной камеры, Dв = 0,6 м;
– площадь поперечного сечения трубок одного хода
n π d в2 194 3,14 ⋅ 0,0212
S тр =
=
= 0,011 м2,
z 4
6
4
где dв = 0,021 м – внутренний диаметр теплообменной трубки.
Рассчитаем коэффициенты местных сопротивлений согласно схеме, представленной на рис. 3.2.
Рис. 3.2. Коэффициенты местных сопротивлений теплообменника
Коэффициент местного сопротивления при входе потока
через штуцер в распределительную камеру (внезапное расширение) [2]
 S
ξ1 = 1 − шт

Sрк

178
2
  0,00785 2
= 0,694 .
 = 1 −
0,047 
 
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Коэффициент местного сопротивления при выходе потока
из распределительной камеры в первый ход (внезапное сужение)
2
 S тр 
 0,011 
=
−
ξ2 = 0,5 1 −
0,5
1
 0,047  = 0,382 .
 Sрк 




Коэффициент местного сопротивления при входе потока из
первого хода в распределительную камеру (внезапное расширение)
2
 Sтр   0,011 2
ξ3 =  1 −
= 1−
= 0,587 .
 Sрк   0,047 


Коэффициент местного сопротивления при выходе потока
через штуцер (внезапное сужение)
2
 Sшт 
 0,00785 
= 0,416 .
ξ14 = 0,5 1 −
 = 0,5 1 −

S рк 
0,047 


Согласно схеме (см. рисунок 3.2) имеем:
ξ 4 = ξ 6 = ξ 8 = ξ10 = ξ12 = ξ 2 = 0,383 ;
ξ 5 = ξ 7 = ξ 9 = ξ11 = ξ13 = ξ 3 = 0,587 .
∑ξ
∑ξ
( 2... 13 )
= 6ξ 2 + 6ξ 3 = 6 ⋅ 0,383 + 6 ⋅ 0,587 = 5,82 .
(1, 14 )
= ξ1 + ξ14 = 0,694 + 0,416 = 1,11 .
По формуле (3.2)
hмс(2...13) = ∑ ξ(2...13)
hмс(1, 14) = ∑ ξ(1, 14)
ϑт2
0,882
= 5,82
= 0,23 м;
2g
2 ⋅ 9,81
2
ϑшт
1,27 2
= 1,11
= 0,091 м,
2g
2 ⋅ 9,81
4Vв
4 ⋅ 9,94 ⋅ 10−3
=
= 1, 27 м/с.
2
π d шт
3,14 ⋅ 0,102
При переходе из одного хода в другой поток делает 12 поворотов под углом 90 º. В этом случае коэффициент местного сопротивления равен ξ =1,2 [7]. Потери напора рассчитывают по
скоростному напору в трубах
где ϑшт =
179
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
0,882
= 0, 474 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора в местных сопротивлениях теплообменника
∑ hмс = hмс(2...13) +hмс(1, 14) + hмс (пов) = 0,23 + 0,091 + 0,474 = 0,795 м.
hмс (пов) = 1, 2 ⋅ 10
Суммарные потери напора в теплообменнике
hт = hl + ∑ hмс = 0,813 + 0,795 = 1,608 м.
Напорный участок за теплообменником ( ϑн = 1,27 м/с;
dн =0,100; Re н =313580,2; Lн = 84 − 16 = 68 м; пять плавных поворотов на 90º ( ξпов = 0,15).
Так как Re н = 313580,2 > 105, то для расчета коэффициента
гидравлического трения λ гл воспользуемся формулой Конакова [7]
λ гл =
1
(1,8lg Re− 1,5 )
2
,
(3.7)
где Re – критерий Рейнольдса.
По формуле (3.7)
λ гл =
1
(1,8lg 313580, 2 − 1,5 )
2
= 0,014 .
По формуле (3.6)
0,100
8
= 8,84 ⋅ 10 −4 м,
313580, 2 0,014
δ > ∆ , так как 8,84·10-5>4·10-5, следовательно, труба и на последнем участке гидравлически гладкая и λ = λ гл = 0,014 .
δ = 11,6
По формуле (3.1)
hl = 0,014
68 1,27 2
= 0,783 м.
0,1 2 ⋅ 9,81
По формуле (3.2)
hмс = 0,15 ⋅ 5
180
1,27 2
= 0,062 м.
2 ⋅ 9,81
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Суммарные потери на участке
hн = 0,783 + 0,062 = 0,845 м.
Суммарные потери в сети (на различных участках трубопровода и в теплообменнике)
∑ hп = hвс + hн′ + hт +hн′′ = 0,361 + 0,238 + 1,608 + 0,845 = 3,05 м.
3.2. Определение требуемого напора насоса
Требуемый напор насоса рассчитывают по формуле [7]
Р − PА
Н тр = ( Н + hвс ) + к
+ ∑ hп ,
(3.8)
ρ g
где Н – высота подъема жидкости от насоса, м; hвс – высота
всасывания насоса, м; Рк – давление воды на выходе из форсунок
в стерилизуемый аппарат, Па; РА – атмосферное давление, Па;
ρ – плотность воды, кг/м3;
сети, м.
По формуле (3.8)
Н тр = (14 + 2,1) +
∑ hп
– суммарные потери напора в
0,15 ⋅ 106 − 9,81 ⋅ 104
+ 3,05 = 24,44 м.
999,6 ⋅ 9,81
3.3. Выбор типа и марки насоса
Для перекачки воды выбираем консольный насос общего
назначения типа К (ГОСТ 22247-76) [8] с горизонтальным валом
на отдельной стойке с числом оборотов п =2900 об/мин.
По заданной (рассчитанной в тепловом расчете) подаче
V =9,71·10-3 м3/с (34,96 м3/ч) и рассчитанному значению требуемого напора Н тр = 24,44 м по полю V – H насосов центробежных типа К выбираем марку насоса К 45/30 [8].
Из [8] на миллиметровой бумаге строим рабочие характеристики выбранного насоса К 45/30 (рис. 3.3).
181
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.3. Характеристика насоса и сети
3.4. Проверка условий работы выбранного насоса на сеть
Для проверки условий работы выбранного насоса К 45/30
на сеть на напорную характеристику насоса H –V наложим характеристику сети H тр –V (рис. 3.3).
Для построения характеристики сети воспользуемся уравнением (3.8), записанном в виде
Н тр = Н ст + ∑ hп ,
(3.9)
182
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где Н ст = ( Н + hвс ) +
∑ hп
Рк − PA
– статический напор, м;
ρ g
–потери напора в сети, м.
Статический напор
0,15 ⋅ 106 − 9,81 ⋅ 104
= 21,39 м.
999,6 ⋅ 9,81
Так как на всех участках трубопровода и в теплообменнике
имеет место турбулентный режим движения, то потери напора в
сети пропорциональны квадрату скорости, а, следовательно, и
квадрату подачи насоса, то есть
(3.10)
∑ hп = bV 2 ,
Н ст = (14 + 2,1) +
где b – коэффициент пропорциональности; V – подача насоса,
м3/с (м3/ч).
Уравнение (3.8) с учетом (3.9) и (3.10) преобразуется к виду
Н тр = Н ст + bV 2 .
(3.11)
Уравнение характеристики сети (3.11) представляет собой
восходящую параболу с вершиной на оси ординат, отсекающей
отрезок Н ст = 21,39 м (см. рис. 3.3).
Для построения характеристики сети вычислим коэффициент пропорциональности b
∑ h 3,05 = 0,0025 .
b = 2п =
V
34,962
Задаваясь различными значениями подач в пределах возможных подач выбранного насоса К 45/30, (например: 10, 20, 30,
40, 50 м3/ч), рассчитаем H тр .
Результаты расчета внесем в табл. 3.1.
По данным таблицы 3.1 строим характеристику сети
H тр –V . Точка пересечения напорной характеристики насоса
H –V с характеристикой сети H тр –V – рабочая точка насоса –
т. А. Ее координаты: VА =52,5 м3/ч (0,0146 м3/с), Н А = 28,5 м,
ηА =0,70.
183
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 3.1
Характеристика сети
Подача
насоса,
V , м3/ч
Статический
напор,
H ст , м
Потери напора
в сети,
h
∑ п = bV 2 , м
Н тр = Н ст + bV 2 , м
10
20
30
40
50
21,39
21,39
21,39
21,39
21,39
0,25
1,00
2,25
4,00
6,25
21,64
22,39
23,64
25,39
27,64
Полный напор,
Значение VА =52,5 м3/ч больше заданной подачи
V =34,96 м3/ч, поэтому работу насоса на сеть необходимо отрегулировать, сместив т. А влево. Это можно осуществить одним из
следующих способов: прикрытием задвижки на напорной линии
(дросселированием), уменьшением частоты вращения вала рабочего колеса, обрезкой (обточкой) рабочего колеса насоса.
184
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ СХЕМА ЦИРКУЛЯЦИОННОЙ
МОЙКИ ТРУБОПРОВОДОВ И РЕЗЕРВУАРОВ
Технологическая схема автоматизированной установки для
мойки резервуаров и трубопроводов представлена на втором листе графической части проекта.
Автоматизированная установка для мойки трубопроводов и
резервуаров содержит емкость для холодной воды Е1, емкость
для приготовления раствора Е2, емкость для раствора каустической соды Е3, емкость для раствора сульфаминовой кислоты Е5,
теплообменник для нагревания холодной воды паром Т (проектируемый аппарат), фильтр для отделения от моющего раствора
грубых примесей Ф, четыре центробежных насоса Н1…Н4, змеевиковый нагреватель ЗН, трубопроводы ТР и стерилизуемый аппарат Р, конденсатоотводчик КО, запорные вентили ВЗ1-14.
Процесс мойки заключается в следующем: трубопроводы и
резервуар вначале ополаскивают холодной водой 1.1 в течении
трех минут, затем в систему подают раствор каустической соды
7.1 с температурой 65…70 ºС и концентрацией 1 % масс, который
циркулирует в ней в течении шести минут. Далее трубопроводы и
резервуар стерилизуют горячей водой 1.3 с температурой 90…95
ºС в течении трех минут, вновь ополаскивают холодной водой в
течении трех минут. Один раз в неделю трубопроводы и резервуар рекомендуется мыть раствором сульфаминовой кислоты.
Установка комплектуется приборами контроля и средствами управления, обеспечивающими заданную последовательность
циклов во времени, заданную температуру нагрева моющих растворов и горячей воды, сигнализацию об изменении уровней воды и моющих растворов в баках.
185
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Заключение
В соответствии с заданием на проектирование выполнен
тепловой, конструктивный и гидравлический расчет кожухотрубчатого теплообменного аппарата для охлаждения перегретого
пара с последующей его конденсацией.
Поскольку сущность процессов охлаждения перегретого
пара и конденсации насыщенного различна, то тепловой расчет
выполняли, условно разбив процесс (и аппарат) на зоны: зону
охлаждения пара (сбива перегрева) и зону конденсации. Расчет
интенсивности теплоотдачи в зоне конденсации выполняли по
уравнениям, учитывающим влияние температур поверхностей
теплопередающей стенки. Температуры поверхностей стенки
рассчитывали методом последовательных приближений.
Анализ выполненных в первом разделе расчетов позволил
заключить, что в зоне конденсации передается воде значительно
больше количества теплоты, чем в зоне охлаждения пара.
Конструктивный расчет позволил изучить устройство различных узлов аппарата, выбрать их конструкцию, рассчитать некоторые размеры (например, диаметры штуцеров). На основе
конструктивного расчета выполнен чертеж общего вида выбранного аппарата.
Гидравлический расчет выполнен с целью расчета насосной
установки, схема которой отвечает условиям выполненных ранее
расчетов. Итогом гидравлического расчета является выбор насоса
для перекачивания воды, в том числе и через рассчитанный и выбранный теплообменный аппарат.
Описание устройства и принципа работы выбранного теплообменного аппарата представлено во введении.
При выполнении работы использовано девять литературных источников.
186
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Список использованной литературы
1. Логинов А.В. Процессы и аппараты химических и пищевых производств (пособие по проектированию) [Текст] / А.В.
Логинов, Н.М. Подгорнова, И.Н. Болгова; Воронеж. гос. технол.
акад. Воронеж, 2003. – 264 с.
2. Павлов К.Ф. Примеры и задачи по курсу процессов и
аппаратов химической технологии [Текст]: учеб. пособие для
студентов хим.-технол. спец. вузов / К.Ф. Павлов, П.Г. Романков,
А.А. Носков; под ред. П.Г. Романкова. – 10-е изд. перераб. и доп.
– Л.: Химия, 1987. – 576с.
3. Варгафтик Н.Б. Справочник по теплопроводности жидкостей и газов [Текст] / Н.Б. Варгафтик, Л.П. Филиппов, АЛ. Тарзиманов, Е.Е. Тонкий. – М.: Энергоатомиздат, 1990. – 352 с.
4. Остриков А.Н. Процессы и аппараты пищевых производств. [Текст]: учеб. для вузов в 2 кн. / А.Н. Остриков, Ю.В.
Красовицкий, А.А. Шевцов. Кн. 1. – СПб.: ГИОРД, 2007. – 704 с.
5. Плановский А.Н. Процессы и аппараты химической
технологии [Текст] / А.Н. Плановский, В.М.Рамм, С.З. Каган.
Изд. пятое, стереотип. М.: Химия, 1968. – 848 с.
6. Тимонин А.С. Основы конструирования и расчета химико-технологического и природоохранного оборудования
[Текст] / Справочник в 3 т. Том 1. – Калуга: Издательство
Н.Бочкаревой, 2002. – 852 с.
7. Логинов А.В. Насосы и насосные установки пищевых
предприятий [Текст] / А.В. Логинов, М.И. Слюсарев, А.А. Смирных. Воронеж. гос. технол. акад. Воронеж, 2007. – 224 с.
8. Центробежные консольные насосы общего назначения
типов К и КМ для воды [Текст]: каталог. – М.: ЦИНТИ – ХИМНЕФТКМАШ, 1980. – 24 с.
187
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5.2. Расчет двухсекционного пластинчатого охладителя
Содержание
Задание………………………….………………………….......
Введение……………………………....…….…………….…...
1. Тепловой расчет……………………………………….…...
1.1. Определение тепловой нагрузки аппарата……………
1.2. Расчет температурного режима теплообменника…….
1.2.1. Определение конечных температур воды и
рассола……………………………………………
1.2.2. Определение средней разности температур и
средних температур теплоносителей…………..
1.3. Выбор теплофизических характеристик
теплоносителей…………………………………………
1.4. Установление гидродинамических условий
процесса в аппарате…………………………………….
1.4.1. Выбор скоростей потоков жидкостей в каналах
между пластинами……………………………….
1.4.2. Расчет режимов движения теплоносителей
в каналах между пластинами……………………
1.5. Расчет коэффициентов теплоотдачи…….……………
1.6. Расчет коэффициентов теплопередачи……………….
1.7. Расчет площадей поверхностей теплопередачи…..…
2. Конструкторский расчет…………………………….…..
2.1. Расчет количества пластин и пакетов ……………….
2.2. Компоновка пластин в аппарате..…………………….
2.3. Проверка выбранной схемы компоновки………….…
2.4. Определение габаритных размеров аппарата……..…
2.5. Расчет диаметров штуцеров…..………………….…...
3. Гидравлический расчет…………………………….…....
4. Расчет насосной установки и выбор насоса……………
4.1. Расчет потерь напора…………………………………...
4.2. Выбор типа и марки насоса…………………….……..
188
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4.3. Определение рабочей точки насоса. Анализ условий
работы насоса на сеть ………….……………….……..
5. Технологическая схема производства пива……..….…
Заключение……………………………………………..…….
Список использованной литературы………………..……
Приложения А-Ж……………………………………….…….
189
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Задание
Рассчитать и спроектировать пластинчатый теплообменный
аппарат для пивного сусла производительностью G . Сусло в теплообменнике охлаждается от T1′ до T2′ водой, имеющей начальную температуру T1в . Затем сусло охлаждается от T2′ до T3′ рассолом, имеющим начальную температуру T1р .
G, м3/час
4,9
T1′ , ºC
70,0
T2′ , ºC
16,0
T1в , ºC
10,0
T3′ , ºC
5,0
T1р , ºC
-4,0
Введение
Теплообменные аппараты большинства предприятий пищевой промышленности составляют основную часть всего технологического оборудования. Характерная особенность современных
предприятий – непрерывность (поточность) технологических
процессов. Поточный технологический процесс по тепловой обработке пищевых продуктов можно осуществить только в поточных теплообменных аппаратах. В поточных теплообменниках,
применяемых в пищевой промышленности, основной вид теплообмена конвективный, при котором перенос теплоты осуществляются вместе с массой жидкости. Важнейшим вопросом является интенсификация конвективного теплообмена, ведущая к
уменьшению металлоемкости теплообменных аппаратов.
Среди поточных теплообменных аппаратов, широко используемых в пищевой промышленности, особое место занимают пластинчатые теплообменные аппараты. Основным элементом этих теплообменников являются пластины, конструкция которых должна обеспечивать устойчивость пластин прогибу и повышение интенсивности теплообмена (теплоотдачи), удобство
мойки и чистки. За последние годы в этом направлении достигнуты большие успехи. Поставленным целям наилучшим образом
отвечают ленточно-поточные пластины, штампованные из тонкого листа нержавеющей стали, в том числе пластины П-2.
190
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Целью теплового расчета аппарата является определение
необходимой площади теплопередающей поверхности [1].
Из основного уравнения теплопередачи
Q
F=
,
(1.1)
К ∆Т ср
где F – необходимая площадь теплопередающей поверхности, м2;
Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт; K – коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 ·К); ∆Т ср – средний температурный напор, К или °С.
1.1. Определение тепловой нагрузки аппарата
Тепловую нагрузку аппарата Q - количество теплоты, передаваемой в аппарате от пивного сусла к воде и рассолу, рассчитаем как сумму теплот, переданных в водной Qв и рассольной Qр
секциях, т. е.
Q = Qв + Qр ,
где
Qв = Gс cс ( T '1 − T '2 ) χ ,
Qр = Gс c 'с (T '2 − T '3 ) χ ,
(1.2)
(1.3)
(1.4)
В формулах (1.3-1.4): χ = 0,95 – коэффициент, учитываю4,9
щий потери теплоты в окружающую среду; Vс =
= 1,36 ⋅ 10−3
3600
м3/с – объемный расход сусла в аппарате; Gс = Vс ρ с = 1, 41 кг/с –
массовый расход сусла в теплообменнике; ρс = 1037,0 кг/м3 –
плотность сусла при его средней температуре в аппарате
T '1 + T '3 70 + 5
=
= 37,5°C ; cс – средняя удельная теплоемкость
2
2
сусла в секции водного охлаждения, Дж/кг·К; c 'с – средняя
удельная теплоемкость сусла в секции рассольного охлаждения,
Дж/кг·К; T '1 = 70,0 °C – начальная температура сусла;
T '2 = 16 °C – температура сусла на выходе из водной секции (или
191
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
на входе в рассольную секцию); T '3 = 5 °C – температура сусла
на выходе из аппарата.
Поскольку средние удельные теплоемкости сусла в водной
cс и рассольной c 'с определяются по средним температурам сусла в этих секциях, то определим эти средние температуры как
среднеарифметические значения температур сусла в этих секциях:
Водная секция:
Т ′ + Т 2′ 70,0 + 16,0
Т ср(в) = 1
=
= 43,0 °С ;
2
2
Рассольная секция:
T ′ + T ′ 16,0 + 5,0
Т ср(р) = 2 3 =
= 10,5 °С ;
2
2
По приложению Г средние удельные теплоемкости сусла в
водной и рассольной секциях:
cс = 3618
Дж /кг·К,
сс′ = 3798,0 Дж/кг·К.
Тепловые нагрузки в водной Qв и рассольной Qр секциях
по уравнениям (1.3) и (1.4)
Qв = 1,41 ⋅ 3618,0 ⋅ (70 − 16) ⋅ 0,95 = 261700,8 Вт;
Qр = 1, 41 ⋅ 3798,0 ⋅ (16 − 5) ⋅ 0,95 = 55961,6 Вт;
и суммарная тепловая нагрузка аппарата Q по уравнению (1.2)
Q = 261700,8 + 55961,6 = 317662,4 Вт.
1.2. Расчет температурного режима теплообменника
Цель расчета – определение средней разности температур
∆Т ср и средних температур теплоносителя Tср1 и Т ср2 .
Так как для расчета температурного режима теплообменника необходимы начальные и конечные температуры всех теплоносителей, а в задании на проектирование конечные температуры воды Т 2в и рассола Т 2р (см. рис. 1.1) не заданы, то их необходимо определить.
192
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.1. Схема движения теплоносителей в теплообменнике
1.2.1. Определение конечных температур холодной воды и рассола
Неизвестные конечные температуры холодной воды и рассола определим из уравнений теплового баланса, записанных для
секций водного и рассольного охлаждения.
Поскольку в задании на проектирование не заданы также
расходы воды и рассола, то руководствуясь примером расчета в
[2] примем их двукратными расходу сусла.
Тогда расход воды Gв = 2 Gс = 2 ⋅ 1, 41 = 2,82 кг/с, а расход
рассола Gр = 2 Gс = 2 ⋅ 1,41 = 2,82 кг/с.
Из уравнения теплового баланса для водной секции
Qв = Gв св (T2в − Т1в )
(1.5)
конечная температура холодной воды
Q
Т 2в = Т1в + в ,
(1.6)
Gв св
где св = 4190 Дж /(кг·К) – средняя удельная теплоемкость воды [3].
По уравнению (1.6)
261700,8
Т 2в = 10 +
= 10 + 22,15 = 32,15 ºС.
2,82 ⋅ 4190
Из уравнения теплового баланса для рассольной секции
Qр = Gр ср T2р − Т1р
(1.7)
(
)
конечная температура рассола
193
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
t2р = t1р +
Qр
Gр cр
,
(1.8)
где ср = 3330 Дж /(кг·К) – средняя удельная теплоемкость рассола
(Приложение Ж).
По уравнению (1.8)
t2р = −4,0 +
55961,6
= −4,0 + 5,96 = 1,96 ºС.
2,82 ⋅ 3330
1.2.2. Определение средней разности температур и
средних температур теплоносителей
Так как проектируемый аппарат является двухсекционным
(секция водного и секция рассольного охлаждения), то расчет
температурного режима и других параметров теплообменного
процесса в аппарате будем вести отдельно по секциям.
Секция водного охлаждения.
Составим схему движения теплоносителей (рис. 1.2), выбрав противоток, как обеспечивающий максимальную движущую
силу процесса при прочих равных условиях.
Рис. 1.2. Схема движения теплоносителей в секции водного охлаждения
Средняя разность температур (движущая сила процесса)
∆Т б 37,85
∆Т б
> 2 , то средняя разность
=
= 6,31 ; так как
∆Т м
6
∆Т м
температур (движущая сила процесса)
∆Т − ∆Т м
37,85 − 6
∆Т ср.в = б
=
= 17,31 ºС.
∆Т б
37,85
2,3lg
2,3lg
∆Т м
6
194
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Так как температура воды в водной секции изменяется на
меньшее число градусов, то среднюю температуру воды определим как среднеарифметическую начальной и конечной температур воды [1, 2] , то есть
Т + Т 2в 10 + 32,15
Т ср.в = 1в
=
= 21,1 ºС.
2
2
Среднюю температуру пивного сусла определим по формуле
Т сус.в = Т ср.в + ∆Т ср.в = 21,1 + 17,31 = 38,4 ºС.
Секция рассольного охлаждения.
Схема движения теплоносителей (рис. 1.3)
Рис. 1.3. Схема движения теплоносителей в
секции рассольного охлаждения
∆Т б 14,09
=
= 1,57 .
∆Т м
9
∆Т б
< 2 , то средняя разность температур
∆Т м
∆Т + ∆Т м 14,09 + 9
∆Т ср.р = б
=
= 11,55 ºС.
2
2
Так как температура рассола в рассольной секции изменяется на меньшее число градусов, то среднюю температуру рассола определим как среднеарифметическую начальной и конечной
температур рассола
Т1р + Т 2р ( −4 ) + (1,96 )
Т ср.р =
=
= −1,02 ºС.
2
2
Среднюю температуру сусла определим по формуле
Tсус.р = Т ср.р + ∆Т ср.р = −1,02 + 11,55 = 10,53 ºС.
Так как
195
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.3. Выбор теплофизических характеристик теплоносителей
Теплофизические свойства теплоносителей (пивного сусла,
воды, и рассола) определим по Приложениям А-Ж при средних
температурах и запишем в табл. 1.1.
Таблица 1.1
Теплофизические свойства теплоносителей
Секция и процесс
1
Охлаждение
сусла
Нагревание
воды
Охлаждение
сусла
196
Физические величины
Обозначения
2
3
Водная секция
Средняя температуТсус.в
ра сусла, ºС
ρс
Плотность, кг/м3
Числовые
значения
4
Ссылка на источник
5
38,4
1036,7
Приложение А
Теплопроводность,
Вт/м·К
λс
0,593
Приложение В
Удельная теплоемкость, Дж/кг·К
Динамическая вязкость, Па·с
Число Прандтля,
Prс = µс cс / λс
сс
3654
Приложение Г
µс
1138·10-6
Приложение Б
Prс
6,9
Приложение Д
Средняя температуТ ср.в
ра воды, ºС
ρв
Плотность, кг/м3
Теплопроводность,
λв
Вт/м·К
Удельная теплоемсв
кость, Дж/кг·К
Динамическая вязµв
кость, Па·с
Prв
Число Прандтля
Рассольная секция
Средняя температуТсус.р
ра сусла, ºС
ρ′с
Плотность, кг/м3
Теплопроводность,
Вт/м·К
λ′с
21,1
997,8
0,602
Приложение Е
4188,9
978,4·10-6
6,84
10,53
1045,8
Приложение А
0,525
Приложение В
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Окончание табл. 1.1
1
Нагревание
рассола
2
Удельная теплоемкость,
Дж/кг·К
Динамическая вязкость,
Па·с
Число Прандтля
Средняя температура
рассола, ºС
Плотность, кг/м3
Теплопроводность,
Вт/(м·К)
Удельная теплоемкость,
Дж/(кг·К)
Динамическая вязкость,
Па·с
Число Прандтля
3
4
5
c′с
3798
Приложение Г
µ′с
2492·10-6
Приложение Б
Pr′с
19,3
Приложение Д
Т ср.р
-1,02
ρр
1181,4
λр
0,537
cр
3329,8
µр
3116·10-6
Prр
19,4
Приложение Ж
1.4. Установление гидродинамических условий протекания
процесса в аппарате
Гидродинамические условия протекания процесса в аппарате характеризуются скоростью и режимом движения теплоносителей в каналах аппарата и определяются расходами теплоносителей и площадями сечений каналов для их проходов.
1.4.1. Выбор скоростей потоков теплоносителей в каналах
между пластинами
В отличие от других видов теплообменных аппаратов (кожухотрубчатые, типа «труба в трубе» и др.), где скорость движения может быть однозначно определена из уравнения расхода
V =ϑ S ,
(1.9)
где V – объемный расход теплоносителя, м3/с; S = π d 2 n / 4 –
площадь сечения труб одного хода, м2; ϑ – средняя скорость
движения теплоносителя, м/с; d – диаметр теплообменника труб,
м; n – число теплообменных труб в одном ходе, шт.
197
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Скорость движения теплоносителей в пластинчатых аппаратах зависит от типа пластин, используемых в аппарате и числа
пластин в пакете. Под пакетом в пластинчатом теплообменнике
понимают блок пластин, скомпонованных таким образом, что
движение теплоносителя в нем осуществляется в одном направлении и с одинаковой скоростью (или блок пластин, обеспечивающих поступление данного теплоносителя одновременно во
все каналы).
В связи с этим при расчете пластинчатых аппаратов задаются скоростью движения теплоносителя, затем из уравнения
расхода (1.9) по заданному или рассчитанному объемному расходу теплоносителя определяют суммарную площадь поперечного
сечения потока теплоносителя и, следовательно, число пластин в
одном пакете.
Так как тип пластин в задании не определен, то выбираем
для проектируемого теплообменника пластины П-2. Техническая
характеристика этих пластин [2, 4]:
Fп = 0,198 м2;
поверхность теплопередачи
ширина потока
b = 0,27 м;
расстояние между пластинами
h = 0,0028 м;
приведенная длина потока в пластине l = 0,74 м.
На основании практического опыта и рекомендаций [2] задаемся скоростью движения пивного сусла между пластинами
П-2 ϑс = 0,6 м/с.
По заданной производительности аппарата и выбранной
скорости движения сусла в каналах аппарата из уравнения расхода (1.9) определим количество параллельных каналов в одном
пакете, m
Vс = b h m ϑс ,
(1.10)
Vс
откуда
m=
,
(1.11)
b h ϑс
4,9
где Vс =
= 1,36 ⋅ 10−3 м3/с – объемный расход сусла в аппара3600
те (задан); b = 0,27 м – ширина потока (пластины); h = 0,0028 м –
198
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
расстояние между пластинами; ϑс = 0,6 м/с – скорость движения
сусла в каналах аппарата (принята).
По уравнению (1.11)
1,36 ⋅10 −3
m=
= 2,998.
0,27 ⋅ 0,0028 ⋅ 0,6
Число параллельных каналов не может быть нецелым, поэтому выбираем число каналов равным 3 и уточняем скорость
движения сусла
1,36 ⋅ 10−3
ϑс =
≈ 0,6 м/с.
0,27 ⋅ 0,0028
Скорость воды для удобства компоновки секции примем
такой же, как и скорость сусла
ϑв = 0,6 м/с.
Следовательно, при двукратном расходе воды число параллельных каналов для неё будет вдвое больше, чем для сусла.
Скорость рассола примем также равной скорости сусла
ϑр = 0,6 м/с.
Тогда, при двукратном расходе рассола число пластин также как и для воды, будет в одном пакете вдвое большим, чем для
сусла.
1.4.2. Расчёт режимов движения теплоносителей в каналах
аппарата
Режим движения теплоносителей определяется значением
критерия Рейнольдса, который в общем виде рассчитывается по
формуле
Re = ϑ d ρ / µ ,
(1.12)
где ϑ – скорость движения теплоносителя в каналах аппарата,
м/с; d – характерный линейный размер канала, м; ρ – плотность
теплоносителя, кг/м3; µ – динамическая вязкость теплоносителя,
Па·с.
Так как сечение каналов пластинчатого теплообменника
отличается от круглого, то в качестве характерного линейного
199
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
размера необходимо использовать эквивалентный диаметр d экв ,
который в общем случае вычисляется по формуле [3]
d экв = 4S / П ,
(1.13)
где S – площадь поперечного сечения потока, м2; П – смоченный жидкостью периметр канала, м.
Для потока жидкости между пластинами теплообменника
эквивалентный диаметр вычисляется по формуле
4S 4вh
d экв =
=
= 2h,
(1.14)
П
2в
ϑ d экв ρ 2ϑ h ρ
откуда
Re =
=
,
(1.15)
µ
µ
где h = 0,0028 м – расстояние между пластинами.
По формуле (1.15) критерии Рейнольдса
для секции водного охлаждения:
для потока пивного сусла
2 ⋅ 0,6 ⋅ 0,0028 ⋅ 1036,7
Re с =
= 3060,9,
1138 ⋅ 10−6
для потока воды
2 ⋅ 0,6 ⋅ 0,0028 ⋅ 997,8
Re в =
= 3426,6;
978, 4 ⋅ 10−6
для секции рассольного охлаждения:
для потока пивного сусла
2 ⋅ 0,6 ⋅ 0,0028 ⋅ 1045,8
Re′с =
= 1410,1,
2492 ⋅ 10−6
для потока рассола
2 ⋅ 0,6 ⋅ 0,0028 ⋅ 1181,4
Re′р =
= 1273,9.
3116 ⋅ 10−6
Турбулентный режим движения жидкостей в каналах пластинчатого теплообменника наступает при значительно меньших
скоростях, чем в гладких прямолинейных каналах. Этому способствует наличие турбулизирующих выступов на поверхности пластин. В [2] считают, что турбулентный режим движения в каналах между пластинами теплообменников наступает при числе
Рейнольдса 160…200, в [4] – при Re = 50...200 .
200
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Следовательно, режим движения пивного сусла в обеих
секциях, воды и рассола турбулентный.
1.5. Расчёт коэффициентов теплоотдачи
Так как конструкция теплообменного аппарата задана, а
необходимая площадь поверхности аппарата компонуется соответствующим количеством пластин, то в отличие от рекомендаций [1] необходимости в выполнении ориентировочных и приближенных расчётов нет и можно приступить к выполнению
уточненного расчёта, учитывающего влияние температур поверхностей стенки на интенсивность теплоотдачи.
Расчёт интенсивности теплоотдачи в каналах ленточнопоточных пластин модели П-2 рекомендуется вести по уравнениям [2, 4]
Nu = 0,10 Re
0,7
Pr
0,43 
Pr 


 Prст 
0,25
,
(1.16)
α d экв
– число Нуссельта, характеризующее интенсивλ
ность теплоотдачи на границе «стенка – теплоноситель»;
ϑ d экв ρ 2ϑ h ρ
Re =
=
– критерий Рейнольдса, характеризующий
µ
µ
µc
режим движения жидкости; Pr =
– критерий Прандтля, хаλ
рактеризующий влияние теплофизических свойств теплоносителя
на интенсивность теплоотдачи (значения µ , c, λ выбираются при
где Nu =
0,25
 Pr 
средней температуре теплоносителя); 
– множитель,

 Prст 
учитывающий влияние направления теплового потока на интенсивность теплоотдачи; Prст – критерий Прандтля при температуре стенки (значения µ , c, λ выбираются для теплоносителя при
температуре стенки).
Так как температуры поверхностей стенок пластин неиз-
201
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
вестны, то их расчёт будем вести методом последовательных
приближений.
Первое приближение.
Принимаем температуру поверхности стенки пластины со
стороны пивного сусла в секции водного охлаждения
(Tст1 ) Ι = 34 ºС, тогда Prст = 8,05 (Приложение Д).
Интенсивность теплоотдачи от пивного сусла к поверхности пластины по уравнению (1.16)
Nu1 = 0,10 ⋅ 3060,9
0,7
0,43 
6,9 
 8,05 


⋅ 6,9
0,25
= 60,7 ;
откуда коэффициент теплоотдачи
Nu1 ⋅ λC 60,7 ⋅ 0,593
α1 =
=
= 6427,7 Вт/(м2⋅К).
d экв
0,0056
Удельная тепловая нагрузка со стороны сусла в секции
водного охлаждения
( q1 )Ι = α1 Tсус.в − (Т ст1 )Ι  = 6427,7(38,4 − 34) = 28281,9 Вт/м2.
Температура поверхности стенки со стороны воды в секции
водного охлаждения
(1.17)
( tст2 )Ι = ( tст1 )Ι − ( q1 )Ι ⋅ ∑ rст ,
где
∑ rст
– сумма термических сопротивлений стенки пластины
и загрязнений по обе её стороны.
δ
∑ rст = rзагр.1 + λст + r загр.2 ,
(1.18)
ст
где rзагр.1 – термические сопротивления загрязнений пластины со
стороны сусла; δ ст = 0,0012 м – толщина пластины П-2 [2, 4];
λст = 17,5 Вт/(м·К) – коэффициент теплопроводности материала
пластины (нержавеющей стали) [3]; rзагр.2 – термические сопротивления загрязнений пластины со стороны воды.
На основании анализа литературных источников [1-3] принимаем rзагр.1 = 0,000172 (м2⋅К)/Вт и rзагр.2 = 0,000172 (м2⋅К)/Вт,
тогда по формуле (1.18)
202
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
0,0012
+ 0,000172 = 4,12 ⋅ 10−4 (м2⋅К)/Вт.
17,5
По формуле (1.17)
( tст2 )I = 34 − 28281,9 ⋅ 4,12 ⋅10−4 = 22,35 ºС.
∑ rзагр = 0,000172 +
При этой температуре для воды Prст = 6,64.
По уравнению (1.16)
0,25
 6,84 
Nu 2 = 0,10 ⋅ 3426,60,7 ⋅ 6,840,43 
= 68,75 ,

 6,64 
Nu 2 λв 6,68,78 ⋅ 0,602
Вт
α2 =
=
= 7393,9 2
.
а
d экв
0,0056
м ⋅К
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды в секции водного охлаждения
Вт
( q2 ) I = α 2 (Т ст2 ) I − Т ср.в  = 7393,9 ( 22,35 − 21,1) = 9981,7 2 .
м
Сопоставляя ( q1 )I и ( q2 )II , приходим к выводу, что ( q1 )Ι
значительно больше
( q2 )Ι
(28281,9 >> 9981,7), поэтому расчёт
продолжаем, выполняя второе приближение.
Принимаем (Т ст1 )ΙΙ = 36 ºС.
Критерий Прандтля для сусла при этой температуре
Prст = 7,6 (Приложение Д).
По уравнению (1.16)
0,43 
0,25
6,9 
Nu1 = 0,10 ⋅ 3060,9 ⋅ 6,9 
= 61,57 ,

 7,6 
61,57 ⋅ 0,593
Вт
а
α1 =
= 6520,8 2 .
0,0056
м ⋅К
Удельная тепловая нагрузка со стороны сусла
( q1 ) ΙΙ = α1 Tсус.в − (Т ст1 )ΙΙ  = 6520,8 ( 38,4 − 36 ) = 15649,9 Вт/м2.
0,7
Температура поверхности стенки со стороны воды в секции
водного охлаждения по формуле (1.17)
203
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
(Т ст2 )ΙΙ = 36 − 15649,9 ⋅ 4,12 ⋅10−4 = 29,55
ºС.
При этой температуре для воды Prст = 5,49 (Приложение Е).
По уравнению (1.16)
0,25
 6,84 
Nu 2 = 0,10 ⋅ 3426,60,7 ⋅ 6,840,43 
= 72,12,

 5,49 
72,12 ⋅ 0,602
Вт
α2 =
= 7753,9 2 .
0,0056
м ⋅К
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды
а
( q2 ) II = α 2 (Т ст2 )II − Т ср.в  = 7753,9 ( 29,55 − 21,1) = 65520,5
Теперь (q1 )I << (q2 )2 , (15649,9 << 65520,5) .
Расчет продолжаем, определяя
(Т ст1 )III
Вт
.
м2
графически [1] –
рис. 1.4.
Выполняем третий проверочный расчет.
По рис. 1.4 (Т ст1 )III = 34,56 ºС. При этой температуре для
сусла Prст = 7,9 (Приложение Д).
По уравнению (1.16)
0.25
 6,9 
Nu1 = 0,10 ⋅ 3060,90,7 ⋅ 6,90,43 
 = 61,0 ,
 7,9 
61,0 ⋅ 0,593
Вт
а
α1 =
= 6457,9 2
.
0,0056
м ⋅K
Удельная тепловая нагрузка со стороны сусла в секции
водного охлаждения
Вт
( q1 )III = 6457,9 ( 38,4 − 34,56 ) = 24798,3 2 .
м
Температура поверхности стенки со стороны воды в секции
водного охлаждения по формуле (1.17)
(Т ст2 )III = 34,56 − 24798,3 ⋅ 4,12 ⋅10−4 = 24,34 ºС.
При этой температуре для воды Prст = 6,33 (Приложение Е).
204
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.4. Графическое определение (Т ст1 )III в секции водного охлаждения
По уравнению (1.16)
0.25
а
 6,84 
Nu 2 = 0,10 ⋅ 3426,60.7 ⋅ 6,840.43 
 = 69,61 ,
 6,33 
69,61 ⋅ 0,602
Вт
α2 =
= 7482,8 2
.
0,0056
м ⋅K
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды в секции вод205
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ного охлаждения
Вт
.
м2
Средняя удельная тепловая нагрузка в третьем приближении в секции водного охлаждения
( q1 )III + ( q2 )III 24798,3 + 24244, 2
Вт
=
= 24521,2 2 .
qср =
III
2
2
м
Отклонение удельных тепловых нагрузок в секции водного
охлаждения
(q ) − ( q2 ) III
24798,3 − 24244,2
⋅ 100 =
⋅ 100 = 2,26 % .
∆ = 1 III
24521,2
( qср )
( q2 ) III = α 2 (Т ст2 ) III − Т ср.в  7482,8 ( 24,34 − 21,1) = 24244,2
( )
III
Так как отклонение удельных тепловых
нагрузок по обе стороны стенки не превышает 5 % , то расчет коэффициентов теплоотдачи в секции водного
охлаждения
можно
считать законченным.
Схема процесса
теплопередачи в секции
водного
охлаждения
может быть представРис. 1.5. Схема процесса теплопередачи в лены следующими обсекции водного охлаждения
разом (рис. 1.5).
Переходим к расчету интенсивности теплоотдачи в секции
рассольного охлаждения.
Первое приближение.
Принимаем температуру поверхности стенки пластины со
стороны пивного сусла равной (Tст1 ) I = 9 ºС.
При этой температуре для сусла Prст = 20,9 (Приложение
Д).
По уравнению (1.16)
206
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
0,25
 19,3 
Nu1 = 0,10 ⋅ 1410,10,7 ⋅ 19,30,43 
 = 56,04 ,
 20,9 
Nu1 λс′ 56,04 ⋅ 0,525
Вт
а
α1 =
=
= 5253,7 2
.
0,0056
d экв
м ⋅K
Удельная тепловая нагрузка со стороны сусла
Вт
( q1 )I = α1 (Tсус.р ) − (Tст1 )I  = 5253,7 (10,53 − 9 ) = 8038, 2 2 .
м
Уточним значение термического сопротивления стенки в
зоне (секции) рассольного охлаждения, приняв термические сопротивления
загрязнений
со
стороны
рассола
2
м ⋅K
rзагр2 = 0,00010
[4].
Вт
Тогда суммарные термические сопротивления стенки пластины и загрязнений по обе её стороны по формуле (1.18)
м2 ⋅ K
0,0012
∑ rст = 0,000172 + 17,5 + 0,00010 = 3,4 ⋅10−4 Вт .
Температура поверхности стенки пластины со стороны рассола по формуле (1.17)
(Tст2 )I = 9 − 8038,2 ⋅ 3, 4 ⋅10−4 = 6,26 ºC.
При этой температуре критерий Прандтля для рассола
Prст = 15,61 (Приложение Ж).
По уравнению (1.16)
0,25
а
 19, 4 
Nu 2 = 0,10 ⋅ 1273,90,7 ⋅ 19, 40,43 
 = 56,37 ,
 15,61 
Nu 2 λр 56,37 ⋅ 0,537
Вт
α2 =
=
= 5405,8 2
.
0,0050
d экв
м ⋅K
Удельная тепловая нагрузка со стороны рассола
( q2 )I = α 2 (Т ст2 )I − (Т ср.р ) = 5405,8 6, 26 − ( −1,02 ) = 39354,5
Вт
.
м2
Так как удельная тепловая нагрузка со стороны рассола
значительно превышает удельную тепловую нагрузку со стороны
207
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
сусла, то расчет продолжаем, принимая во втором приближении
(Т ст1 ) II = 7 ºС. При этой температуре для сусла Prст = 23,6 (Приложение Д).
По формуле (1.16)
0,25
 19,3 
Nu1 = 0,10 ⋅ 1410,10,7 ⋅ 19,30,47 
 = 54,4 ,
 23,6 
54,4 ⋅ 0,525
Вт
α1 =
= 5096,5 2
.
а
0,0056
м ⋅K
Удельная тепловая нагрузка со стороны сусла в секции рассольного охлаждения
Вт
( q1 )II = 5096,5 (10,53 − 7,0 ) = 17990,7 2 .
м
Температура поверхности стенки пластины со стороны рассола по формуле (1.17)
(Т ст2 )II = 7,0 − 17990,7 ⋅ 3, 4 ⋅10−4 = 0,88 ºС.
При этой температуре для рассола Prст = 17,75 (Приложение Ж).
По формуле (1.16)
Nu 2 = 0,10 ⋅ 1273,9
0,7
0,43 
⋅ 19, 4
19, 4 


 17,75 
0,25
= 54,59 ,
54,59 ⋅ 0,537
Вт
= 5234,9 2
.
0,0056
м ⋅K
Удельная тепловая нагрузка со стороны рассола в секции
рассольного охлаждения
Вт
( q2 ) II = 5234,9 0,88 − ( −1,02 )  = 9946,4 2 .
м
Теперь ( q1 )II >> ( q2 )II (17990,7 >> 9946,4 ) , поэтому раса
α2 =
чет продолжаем, определяя (Т ст1 )III графически (рис. 1.6).
По определенной графически температуре
Т
( ст1 )III =7,44 ºС выполним третий проверочный расчет.
208
стенки
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При температуре 7,44 ºС для сусла Prст = 23,1 (Приложение Д).
Рис. 1.6. Графическое определение (Т ст1 )III в секции рассольного охлаждения
По уравнению (1.6)
0,25
а
 19,3 
Nu1 = 0,10 ⋅ 1410,10,7 ⋅ 19,30,47 

 23,6 
54,5 ⋅ 0,525
Вт
α1 =
= 5109,5
.
0,0056
м2 ⋅ K
= 54,5 ,
209
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Удельная тепловая нагрузка со стороны сусла в секции рассольного охлаждения
Вт
( q1 )III = 5109,5 (10,53 − 7,44 ) = 15788,4 2 .
м
Температура поверхности стенки пластины со стороны рассола в секции рассольного охлаждения по формуле (1.17)
(Т ст2 ) III = 7,44 − 15788, 4 ⋅ 3,4 ⋅10−4 = 2,07 ºС.
При этой температуре для рассола Prст = 16,87 (Приложение Ж).
По уравнению (1.6)
0,43 
0.25
19,4 
Nu 2 = 0,10 ⋅ 1273,9 ⋅ 19, 4 
 = 55,29 ,
 16,87 
55,29 ⋅ 0,537
Вт
а
α2 =
= 5301,9
.
0,0056
м2 ⋅ K
Удельная тепловая нагрузка со стороны рассола в секции
рассольного охлаждения
Вт
( q2 ) III = 5301,9  2,07 − ( −1,02 )  = 16383,0 2 .
м
Средняя удельная тепловая нагрузка
(q ) + (q )
.
( qср )III = 1 III 2 2 III = 15788,4 +2 16383,0 = 16085,7 Вт
м2
Отклонение
удельных тепловых нагрузок в
секции рассольного охлаждения
0,7
∆=
( q2 ) III − ( q1 )III
(q )
⋅100 =
ср III
=
Рис. 1.7. Схема процесса теплопередачи в секции рассольного охлаждения
210
.
16383,0 − 15788, 4
⋅100 = 3,7%
16085, 7
Так как отклонение
тепловых нагрузок по обе
стороны стенки не превышает 5 %, то расчет коэф-
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
фициентов теплоотдачи в секции рассольного охлаждения можно
считать законченным.
Схема процесса теплопередачи в секции рассольного охлаждения теплообменника может быть представлена следующим образом
(рис. 1.7).
1.6. Расчет коэффициентов теплопередачи
Коэффициент теплопередачи для плоской стенки рассчитывают по формуле [1, 3]
1
К=
,
(1.19)
1
1
+ ∑ rст +
α1
α2
где α1 – коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя
Вт
(сусла) к стенке пластины, 2
; α 2 – коэффициент теплоотдам ⋅К
чи от стенки пластины к холодному теплоносителю (воде или
Вт
рассолу), 2
; ∑ rст – суммарные термические сопротивлем ⋅К
м2 ⋅ К
ния степени и загрязнений,
.
Вт
Коэффициент теплопередачи по формуле (1.19) для секции
водного охлаждения
1
Вт
Кв =
= 1428,6 2
.
1
1
−4
м
⋅
К
+ 4,12 ⋅ 10 +
6457,3
7482,8
Коэффициент теплопередачи по формуле (1.19) для секции
рассольного охлаждения
1
Вт
Кр =
= 1381,2 2
.
1
1
м ⋅К
+ 3, 4 ⋅ 10−4 +
5109,5
5301,9
211
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.7. Расчет площадей поверхностей теплоотдачи
Требуемые площади теплопередающих поверхностей определим по уравнению (1.1).
Для секции водного охлаждения
Qв
261700,8
Fв =
=
= 10,58 м2.
К в ∆Т ср.в 1428,6 ⋅ 17,31
Для секции рассольного охлаждения
Qр
55961,6
Fр =
=
= 3,51 м2.
К р ⋅ ∆Т ср.р 1381, 2 ⋅ 11,55
Суммарная площадь поверхности аппарата
F = Fв + Fр = 10,58 + 3,51 = 14,09 м2.
Тепловой расчет аппарата закончен.
212
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЕТ
Целью конструкторского расчета аппарата является определение числа пластин в аппарате, числа пакетов для сусла, воды
и рассола, составление формулы компоновки и построение компоновочной схемы.
2.1. Расчет количества пластин и пакетов
Общее число пластин в каждой секции определим разделив
требуемую площадь поверхности Fв или Fр на площадь поверхности одной пластины Fпл .
Секция водного охлаждения
Число пластин в секции
F
10,58
в
nпл
= в =
= 53,4 шт.
Fпл 0,198
Число пакетов для сусла
53,4
nп ( с ) =
= 8,91 шт.
3⋅ 2
Так как число пакетов должно быть целым, то принимаем
его равным nп ( с ) = 9 шт., тогда число пластин в секции будет равно nпл(с) = 9 ⋅ 6 = 54 шт., а площадь поверхности теплопередачи в
секции водного охлаждения
Fв = nпл(с) F
пл =
54 ⋅ 0,198 = 10,7 м2.
При этом число пакетов для воды будет равен
54
nп(в) =
= 4,5 шт.
6⋅2
Так как число пакетов и для воды не может быть нецелым,
то принимаем его равным 5 шт., тогда число пластин в секции
водного охлаждения
nпл(в) = 5 ⋅ 12 = 60 шт.,
а площадь поверхности теплопередачи в секции водного охлаждения
213
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Fв′ = nпл(в) ⋅ Fпл = 60 ⋅ 0,198 = 11,88 м2.
Уточним число пакетов для пивного сусла
60
nп(с) =
= 10 шт.
3⋅2
Секция рассольного охлаждения
Число пластин в секции
Fр
3,51
nпл =
=
= 17,73 шт.
Fпл 0,198
Для компоновки рассольной секции примем 24 пластины,
тогда число пакетов для сусла в рассольной секции
24
nп(с) =
= 4 шт.,
3⋅2
а для рассола
24
nп(р) =
= 2 шт.
6⋅2
При этом площадь поверхности теплопередачи в рассольной секции составит
Fр′ = 24 ⋅ 0,198 = 4,75 м2.
Суммарная площадь поверхности теплопередачи секций
водного и рассольного охлаждений составит
F ′ = Fв′ + Fр′ = 11,88 + 4,75 = 16,63 м2.
Запас пощади поверхности аппарата составляет
F′ − F
16,63 − 14,09
⋅100 =
⋅100 = 15,3% ,
F′
16,63
что отвечает рекомендациям [3].
2.2. Компоновка пластин в аппарате
Уточним некоторые понятия, связанные с движением теплоносителей в пластинчатом теплообменном аппарате и изложенные в [4]. Элементом тракта движения жидкости в пластинчатом аппарате является канал – пространство между двумя соседними пластинами.
214
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рабочая среда (пивное сусло, вода, рассол), входящая в аппарат, попадает в каналы через продольные коллекторы, образованные угловыми отверстиями пластин и малыми прокладками,
окружающими эти отверстия.
Из коллектора рабочая среда распределяется обычно по нескольким параллельным каналам. Совокупность нескольких каналов, по которым рабочая среда течет в одном направлении, в
практике проектирования называют пакетом.
Понятие пакета в пластинчатом теплообменнике соответствует понятию хода в кожухотрубчатом.
При входе из первого пакета рабочая среда попадает в противоположный коллекторный канал, проходит по нему вдоль аппарата до очередной граничной (пластины с заглушенным угловым отверстием) и распределяется по каналам второго пакета. Во
втором пакете рабочая среда движется в направлении, противоположном её движению в первом пакете.
При одинаковом числе каналов в пакетах скорость теплоносителя в аппарате остается постоянной.
Когда аппарат скомпонован так, что число каналов в пакетах для первой и второй сред неодинаково, то такую схему компоновки называют несимметричной.
Составим формулу компоновки для секции водного охлаждения
3+ 3+ 3+ 3+ 3+ 3+ 3+ 3+ 3+ 3
3 ×10
или
.
6+6+6+6+6
6×5
Схема компоновки секции водного охлаждения будет выглядеть следующим образом (рис. 2.2).
Составим формулу компоновки для секции рассольного охлаждения
3+ 3+ 3+ 3
3× 4
или
.
6+6
6× 2
Схема компоновки секции рассольного охлаждения будет
выглядеть следующим образом (рис. 2.1).
215
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.1. Схема компоновки секции рассольного охлаждения
2.3. Проверка выбранной схемы компоновки аппарата
Выполним проверку выбранной схемы компоновки аппарата, сопоставив длину потока жидкости, необходимую для завершения процесса теплообмена с длиной пути теплоносителя в выбранном теплообменнике.
Составим уравнение теплового баланса для секции водного
охлаждения
Vс ρ с cс (T1′ − T2′ ) = Kв Fв ∆Т ср.в .
(2.1)
Объем сусла, протекающего по одному каналу Vс , заменим
через сечение канала b ⋅ h и скорость ϑс
Vс = b h ϑс ,
(2.2)
а поверхность теплопередачи Fв выразим как произведение удвоенной ширины пластины b на требуемую длину пути сусла Lс
(поток сусла охладителя с двух сторон):
Fв = 2 b Lс .
(2.3)
216
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.2. Схема компоновки секции водного охлаждения
217
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Из уравнения (2.1) с учетом (2.2) и (2.3) получим необходимую длину пути сусла в секции водного охлаждения
h ϑс ρ с cс (T1′ − T2′)
Lс =
.
(2.4)
2 К в ∆Tср.в
По уравнению (2.4)
0,0028 ⋅ 0,6 ⋅ 1036,7 ⋅ 3654 ⋅ (70 − 16)
Lс =
= 6,94 м.
2 ⋅ 1428,6 ⋅ 17,31
По компоновочной формуле сусло в секции водного охлаждения должно последовательно пройти десять пакетов, следовательно, длина пути сусла Lд будет равна приведенной длине потока в пластине на число пакетов
Lд = 0,74 ⋅ 10 = 7, 4 м.
Таким образом, видно, что путь сусла в секции водного охлаждения запроектирован с некоторым запасом (7,4 > 6,94).
Выполняя аналогичный анализ, получим формулу необходимой длины пути охлаждения сусла в секции рассольного охлаждения
h ϑ с ρс′ cс′ (Т 2′ − Т 3′ )
Lр′ =
.
(2.5)
2 К р ∆Т ср.р
По формуле (2.5)
0,0028 ⋅ 0,6 ⋅ 1045,8 ⋅ 3798(16 − 5)
Lр′ =
= 2,3 м.
2 ⋅ 1381, 2 ⋅ 11,55
По приведенной выше компоновочной формуле сусло в
секции рассольного охлаждения должно пройти четыре пакета,
следовательно, длина пути сусла Lд′ будет равна произведению
приведенной длины потока в пластине на число пакетов
Lд′ = 0,74 ⋅ 4 = 2,96 м.
Как видно, путь сусла в секции рассольного охлаждения
также запроектирован с некоторым запасом (2,96 > 2,3).
В результате выполненных расчетов можно заключить, что
аппарат и его компоновка спроектированы правильно.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.4. Определение габаритных размеров аппарата
Для компоновки спроектированного аппарата используются стандартные пластины П-2 и другие стандартные узлы и детали, размеры которых приведены в справочной литературе, поэтому расчету подлежат лишь длины секций водного и рассольного охлаждения, зависящие от числа пластин в них.
Длина секций может быть рассчитана по формуле
L = nп ⋅ δ п + (nп − 1) ⋅ h ,
(2.6)
где nп – число пластин в секции, шт.; δ п = 0,0012 м – толщина
пластины П-2; h = 0,0028 м – расстояние между пластинами в
собранном аппарате.
По формуле (2.6) длина секции водного охлаждения
Lв = 60 ⋅ 0,0012 + (60 − 1) ⋅ 0,0028 = 0,237 м,
а длина рассольной сушки при 24 пластинах в ней
Lр = 24 ⋅ 0,0012 + (24 − 1) ⋅ 0,0028 = 0,093 м.
2.5. Расчет диаметров штуцеров
Диаметры штуцеров определим из уравнения расхода (1.9)
4V
d=
,
(2.7)
π ϑшт
При скорости сусла ϑс = ϑшт = 0,6 м/с по уравнению (2.7)
4 ⋅ 1,36 ⋅10−3
= 0,0537 м = 53,7 мм.
3,14 ⋅ 0,6
Для изготовления патрубка штуцера (рис. 2.3) используем трубу диаметром
Ø56×3,5 мм (внутренний
диаметр dвн = 0,049 м) из
нержавеющей стали.
Уточним
скорость
Рис. 2.3. Патрубок штуцера
движения сусла в штуцере
d=
219
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ϑшт =
4 ⋅ Vс
4 ⋅ 1,36 ⋅ 10−3
=
= 0,72 м/с.
π ⋅ dвн 2 3,14 ⋅ 0,0492
Для изготовления штуцера
выбираем стандартный фланец
типа 1 [6] (рис. 2.4)
Основные размеры фланца: Dф = 140 мм; Dб = 110 мм;
D1 = 90 мм; болты М12 – 4 шт.;
h = 13 мм; масса 1,33 кг.
С целью унификации используем для воды и рассола такие же штуцера, тогда скорость
Рис. 2.4. Фланец штуцера
воды и рассола:
4V
4 ⋅ 2 ⋅ 1,36 ⋅ 10−3
ϑр = ϑв =
=
= 1, 44 м/с,
π d шт 2
3,14 ⋅ 0,0492
т.е. находится в пределах рекомендуемых [1].
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
Целью гидравлического расчёта теплообменного аппарата
является определение потерь напора (гидравлических сопротивлений) при движении теплоносителей в каналах теплообменника.
Потери напора определяют по уравнению [2].
ϑ2
H = iξ
,
(3.1)
2g
Ζ
– число пакетов в секции; Ζ – число рабочих пластин
где i =
2m
в секции; m – число каналов в пакете; ξ – коэффициент сопротивления пакета, составленного из пластин П – 2 [2];
ξ = 2Eu = 8200 Re −55 ,
(3.2)
где Eu – критерий Эйлера; ϑ – скорость движения теплоносителя в каналах, м/c.
220
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Коэффициент сопротивления одного пакета секции водного
охлаждения (по тракту движения сусла) по формуле (3.2)
ξв = 8200 ⋅ 3060,9−0,55 = 99,3 .
Потерянный напор в секции водного охлаждения по формуле (3.1)
0,62
H в = 10 ⋅ 99,3 ⋅
= 18,24 м.
2 ⋅ 9,81
Коэффициент сопротивления одного пакета секции рассольного охлаждения (по тракту движения сусла) по формуле
(3.2)
ξр = 8200 ⋅ 1410,1−0,55 = 151,85 .
Потерянный напор в секции рассольного охлаждения по
формуле (3.1)
0,62
H р = 4 ⋅ 151,85
= 11,16 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на преодоление гидравлических
сопротивлений на всем пути движения сусла между пластинами
обеих секций теплообменника:
H = H в + H р = 18, 24 + 11,16 = 29, 4 м.
Потери давления в двух секциях теплообменника:
∆ P = ρср g H = 1041,25 ⋅ 9,81 ⋅ 29,4 = 300311,1 Па=3,06 атм,
1036,7 + 1045,8
= 1041,25 кг/м3 – средняя плотность
2
сусла в двух секциях теплообменника.
Мощность насоса, затрачиваемая на прокачку сусла через
теплообменник:
ρср g H Vс 1041,25 ⋅ 9,81 ⋅ 29,4 ⋅ 1,36 ⋅ 10−3
N=
=
= 0,41 кВт.
1000
1000
где ρср =
4. РАСЧЕТ НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ И ВЫБОР НАСОСА
Выполним расчет насосной установки согласно схеме принятой и представленной на рис. 4.1.
221
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 4.1. Схема насосной установки: 1 – емкость для сусла; 2 – насос; 3 –
теплообменник пластинчатый двухсекционный; 4 – танк
Примем H Г = 2, 4 м, hвс = 1,1 м, Lвс = 6,7 м, Lн1 = 11,8 м,
Lн2 = 26,7 м, Pатм = 9,81 ⋅ 104 Па, Pк = 1,02 ⋅ 105 Па.
Насос, работающий на сеть, выбирают по заданной подаче
Vс = 1,36 ⋅ 10−3 м3/с (4,9 м3/ч) и напору H тр , который предстоит
рассчитать по формуле [7]
H тр = ( H г + hвс ) +
Pк − Ратм
+ ∑ hп ,
ρg
(4.1)
где ( H Г + hвс ) – высота подъема сусла над уровнем в емкости 1, м;
Pк − Pатм
– высота, обусловленная разностью давлений в танке 4 и
ρg
емкости 1, м;
∑ hп
– сумма потерь напора на всех участках тру-
бопровода, включая и теплообменный аппарат, м.
222
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Сумма первых двух слагаемых уравнения (4.1)
P − Pатм
H ст = ( H Г + hвс ) + к
ρg
называется статическим напором.
По уравнению (4.2)
1,02 ⋅ 105 − 9,81 ⋅ 104
H ст = (2,4 + 1,1) +
= 3,9 м,
1023,6 ⋅ 9,81
где ρс = 1023,6 кг/м3 – плотность сусла при Т1′ = 70 ºС.
(4.2)
4.1. Расчет потерь напора
Для расчета потерь напора на различных участках насосной
установки разобьем всю сеть на участки:
– всасывающий, от емкости 1 до насоса 2;
– напорный, от насоса 2 до теплообменника 3;
– теплообменник 3;
– напорный, от теплообменника 3 до танка 4.
Определяем диаметры участков трубопроводов. Из уравнения расхода
4 Vс
d=
,
(4.3)
π ϑ
где Vс – объемный расход сусла, м3/с; ϑ – скорость движения
сусла на рассматриваемом участке трубопровода, м/с.
Примем скорость движения сусла на всасывающем участке
ϑвс = 0,8 м/с, а на напорном ϑн = 1,2 м/с.
По формуле (4.3)
4 ⋅ 1,36 ⋅ 10−3
= 0,0465 м.
3,14 ⋅ 0,8
По ГОСТ 8732-78 выбираем стальную бесшовную горячекатаную трубу из нержавеющий стали диаметром Ø56×3,5 мм
(внутренний диаметр dвн = 56 − 2 ⋅ 3,5 = 49 мм=0,049 м).
dвс =
223
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
По формуле (4.3)
4 ⋅ 1,36 ⋅ 10−3
= 0,038 м.
3,14 ⋅ 1, 2
По ГОСТ 8732-78 выбираем стальную бесшовную горячекатаную трубу из нержавеющий стали диаметром Ø45×3,5 мм
(внутренний диаметр dвн = 45 − 2 ⋅ 3,5 = 38 мм=0,038 м).
Так как внутренний диаметр выбранной для всасывающего
участка трубы отличается от рассчитанного, то необходимо уточнить значение скорости движения пивного сусла на всасывающем трубопроводе
4 VС
4 ⋅ 1,36 ⋅ 10−3
ϑвс =
=
= 0,72 м/с.
π d вс2 3,14 ⋅ 0,0492
Скорость сусла на напорном участке трубопровода
ϑн = 1,2 м/с.
Расчет потерь напора будем вести отдельно по каждому
участку.
Различают два вида потерь напора: потери по длине hl и
потери в местных сопротивлениях hмс .
Потери по длине рассчитывают по формуле ДарсиВейсбаха
L ϑ2
hl = λ
,
(4.4)
d 2g
где λ – коэффициент гидравлического трения; L, d – длина и
dн =
ϑ2
– скоростной напор на
2 g
рассматриваемом участке трубопровода, м.
Потери в местных сопротивлениях рассчитываются по
формуле Вейсбаха
ϑ2
hмс = ∑ ξ
,
(4.5)
2g
диаметр участка трубопровода, м;
224
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
∑ ξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений;
ϑ2
–
2g
скоростной напор, м.
Коэффициенты местных сопротивлений ξ выбирают из
справочной литературы в зависимости от вида местных сопротивлений, а коэффициент гидравлического трения λ рассчитывают. При турбулентном режиме движения в зависимости от условий эксплуатации труба может быть гидравлически гладкой
или шероховатой. У шероховатых труб толщина вязкого подслоя
δ больше величины абсолютной шероховатости стенок трубы
∆ . Толщина вязкого подслоя рассчитывается по формуле
d
8
δ = 11,6
,
(4.6)
Re λгл
где λгл – коэффициент гидравлического трения для гладких труб.
При Re<105 он рассчитывается по формуле Блазиуса
0,3164
λгл =
.
(4.7)
Re0,25
Всасывающий участок.
Режим движения сусла
ϑ d ρ
0,72 ⋅ 0,049 ⋅ 1023,6
Re вс = вс вс с70 =
= 56870, 2 ,
µс70
635 ⋅ 10−6
где ρс70 = 1023,6 кг/м3, µ с70 = 635 ⋅ 10−6 Па·с – плотность и вязкость
пивного сусла при температуре 70 0С (Приложения А и Б).
Режим движения сусла турбулентный.
Предполагая, что труба гидравлически гладкая, определим
λ по формуле Блазиуса
0,3164
λгл =
= 0,020 .
56870, 20,25
Проверим трубу на шероховатость. По формуле (4.6) толщина вязкого подслоя
0,049
8
δ = 11,6 ⋅
⋅
= 2,0 ⋅ 10− 4 м.
56870,2 0,020
Для выбранной бесшовной горячекатаной новой и чистой
225
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
трубы из нержавеющей стали kэ = 0,02 мм = 2 ⋅10−5 м, а абсолютная шероховатость
k
2,0 ⋅ 10−5
= 4 ⋅ 10−5 м.
∆= э =
0,5
0,5
Так как δ > ∆ ( 2,0 ⋅10 −4 > 4 ⋅10 −5 ) , то труба гидравлически
гладкая и λ = λгл = 0,020 .
По формуле (4.4) потери по длине
6,7 0,722
hl = 0,020 ⋅
⋅
= 0,072 м.
0,049 2 ⋅ 9,81
На всасывающем участке трубопровода два местных сопротивления: вход в трубу ( ξвх = 0,5 ) и поворот на 900
( ξпов = 0,15 ).
По формуле (4.5)
0,722
hмс = (0,5 + 0,15) ⋅
= 0,017 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на всасывающем участке
hвс = hl + hмс = 0,072 + 0,017 = 0,089 м.
Участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника
Режим движения сусла
ϑ d ρ
1, 2 ⋅ 0,038 ⋅ 1023,6
Re н1 = н н с70 =
= 73505,8
µс70
635 ⋅ 10−6
Режим турбулентный.
По формуле (4.7)
0,3164
λгл =
= 0,0192 .
73505,80,25
По формуле (4.6)
0,038
8
δ = 11,6 ⋅
⋅
= 1, 2 ⋅ 10−4 м.
73505,8 0,0192
δ >∆
226
(1,2 ⋅10 −4 > 4 ⋅10 −5 ) , следовательно λ = λгл = 0,0192 .
По формуле (4.4)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
11,8 1,22
⋅
= 0, 438 м.
0,038 2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке трубопровода один плавный
поворот на 900 ( ξпов = 0,15 ), тогда по формуле (4.5)
hl = 0,0192 ⋅
1,22
= 0,011 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на рассматриваемом участке
трубопровода
hн1 = hl + hмс = 0, 438 + 0,011 = 0,449 м.
Теплообменник.
Потери напора в теплообменник hт = H = 29, 4 м (см. раздел 3).
Участок напорного трубопровода от теплообменника до
танка.
Режим движения сусла
ϑ d ρ
1, 2 ⋅ 0,038 ⋅ 1046,2
Re н2 = н н с5 =
= 16690,6
µс5
2870,5 ⋅ 10−6
hмс = 0,15 ⋅
где ρс5 = 1046,2 кг/м3, µ с5 = 2870,5 ⋅ 10−6 Па·с – плотность и динамическая вязкость сусла при Т 3 = 5,0 ºС (Приложения А и Б).
Режим турбулентный,
По формуле (4.7)
0,3164
λгл =
= 0,028 .
16690,60,25
По формуле (4.6)
0,038
8
δ = 11,6 ⋅
⋅
= 4, 46 ⋅ 10−4 м.
16690,6 0,028
δ >∆
( 4,46 ⋅10 −4 > 4,0 ⋅ 10−5 ) , следовательно λ = λгл = 0,028 .
По формуле (4.4)
26,7 1,22
hl = 0,028 ⋅
⋅
= 1, 445 м.
0,038 2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке трубопровода два плавных
227
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
поворота на 900( ξпов = 0,15 ), тогда по формуле (4.5)
1,22
= 0,022 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на рассматриваемом участке
трубопровода
hн2 = hl + hмс = 1,445 + 0,022 = 1,467 м.
Суммарные потери напора на всех участках
h
∑ п = hвс + hн1 + hт + hн2 = 0,089 + 0,449 + 29,4 + 1,467 = 31,41 м.
hмс = 2 ⋅ 0,15 ⋅
По формуле (4.1) требуемый напор насоса
H тр = 3,9 + 31,97 = 38,87 м.
4.2. Выбор типа и марки насоса
Для перекачивания сусла необходимо использовать насос
из нержавеющей стали. Поэтому выбираем насос типа X [8] .По
полю Q − H (V − H ) центробежных насосов типа X по заданной
подаче V = 1,36 ⋅10−3 м3/с (4,9 м3/ч) и рассчитанному требуемому
напору H тр = 38,87 м выбираем насос X 8/30. С [8] строим рабочие характеристики выбранного насоса (рис. 4.2).
Рис. 4.2. Характеристики насоса и сети
228
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4.3. Определение рабочей точки насоса.
Анализ условий работы насоса на сеть
Для определения рабочей точки насоса на напорную характеристику сети необходимо наложить характеристику сети Hтр–V
– зависимость потребного напора от подачи. При турбулентном
режиме движения она может быть рассчитана по формуле:
Н тр = Н ст + bV 2 ,
(4.8)
где H ст – статический напор, м; b V 2 – суммарные потери напора в
насосной установке при заданной подаче Vзад , b – коэффициент
пропорциональности.
2
Из уравнения ∑ hп = b Vзад
b=
∑ hп = 31,97 = 1,33 .
2
4,9
Vзад
Задаваясь различными значениями V в пределах возможных подач выбранного насоса (0-12 м3/ч), вычисляем напор сети
по формуле (4.8),соответствующей принятой подаче. Полученные
результаты заносим в таблицу 4.1
Таблица 4.1
Характеристика сети
Подача
V, м3/ч
Статический
напор H ст , м
0
2
4
6
8
3,9
3,9
3,9
3,9
3,9
Потери напора
∑ hп = b
2
Vзад
,м
Требуемый напор,
Н тр = Н ст + ∑ hп ,м
0
5,32
21,28
47,88
85,12
3,9
9,22
25,18
51,78
89,02
По результатам таблицы 4.1, строим характеристику сети
H тр − V (рис. 4.2). Точка пересечения характеристики насоса
H − V и характеристики трубопровода H тр − V – рабочая точка
насоса А. Её параметры: VA =5,3 м³/ч, H тр =33,1 м.
229
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Так как заданная подача Vзад = 4,9 м³/ч, то необходимо отрегулировать работу насоса на сеть, переместив рабочую точку
насоса (т. А) влево. При этом возможно использование следующих способов регулирования:
• изменение (уменьшение) частоты вращения вала рабочего колеса насоса;
• дросселирование (введение дополнительного сопротивления в сеть) путём прикрытия задвижки на напорной линии
насосной установки;
• обрезка (обточка) рабочего колеса по наружному диаметру.
5. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ СХЕМА ПРОИЗВОДСТВА ПИВА
Очищенный солод 0.1 измельчается на вальцовой дробилке
ДВ в целях получения максимального количества мелкой однородной крупки и сохранения шелухи. Шелуха в дальнейшем играет роль фильтровального материала.
Дроблёный солод 0.2 взвешивается весами ВА и ссыпается
в бункер Б. Отлежавшийся дроблёный солод 0.3 проходит магнитную очистку в магнитоуловителе МУ и подаётся в заторный
аппарат АЗ1, где смешивается с тёплой водопроводной водой 1.2,
нагреваемой до 60º С в верхней секции оросительного теплообменника ТО. Смесь дроблёного солода с водой перемешивается
(затирается), после этого часть заторной массы 0.4 (в количестве
около 40%) перекачивается насосом Н1 в другой заторный аппарат АЗ2, где её нагревают насыщенным водяным паром 2.2 до
температуры осахаривания (около 70º С), а по окончании осахаривания – до температуры кипения. При смешивании кипящей
части затора с затором, оставшимся в аппарате АЗ1, температура
всей массы достигает 70º С. Затор оставляют в покое для осахаривания. По окончании осахаривания, часть затора снова перекачивают в аппарат АЗ2 (вторая отварка) и нагревают до кипения
для разваривания крупки. Вторую отварку насосом Н2 возвращают в аппарат АЗ1, где после смешивания обеих частей затора
температура его повышается до 75 – 80 ºС.
230
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Затем осахаренную массу 0.5 перекачивают на фильтрационный аппарат (фильтр тарельчатый) ФТ. Проходя через образовавшийся слой дробины 0.6, сусло 9.1 осветляется и стекает в сусловарочный аппарат АС. После окончания фильтрования дробина 0.6 удаляется из тарельчатого фильтра и используется на корм
скоту.
В сусловарочном аппарате АС сусло 9.1 кипятится вместе с
хмелем 0.7. Конденсат греющего пара 1.8 с заторного аппарата
А32 и сусловарочного аппарата АС через конденсатоотводчики
К01 и К02 возвращается в котельную. При кипячении сусла выпаривается некоторое количество воды, которая в виде пара 2.0
удаляется из аппарата. Одновременно происходит частичная денатурация белков сусла и его стерилизация. Горячее охмеленное
сусло 9.2 спускается в хмелеотделитель ХО, где вываренные
хмелевые листки 0.7 задерживаются, а сусло поступает в сборник
горячего сусла СГС.
Горячее сусло из сборника горячего сусла СГС насосом Н3
подается в фильтр-сепаратор тарельчатый ФСТ1, в котором оно
очищается от взвешенных частиц коагулированных белков 0.8.
Из сепаратора очищенное горячее сусло 9.3 поступает на оросительный теплообменник ТО, где охлаждается до 40С. Холодная
водопроводная вода 1.1 насосом Н4 прокачивается через трубы
теплообменника, а сусло стекает вниз по наружной поверхности
горизонтальных труб в поддон. Нагретая до 600С водопроводная
вода 1.2 подается в заторный аппарат А31 для приготовления затора и в дрожжевой чан ЧБ, а охлажденное сусло 9.4 сливают в
бродильный чан ЧБ вместе с дрожжами 0.9 из дрожжевого чана
ЧД. Брожение длится 6-8 суток. По окончании главного брожения молодое пиво 9.5 отделяют от дрожжей и направляют в танк
ТД для дображивания в течение 11-90 суток. Образующийся при
брожении в чане брожения ЧБ и танке дображивания ТД диоксид
углерода 5.1 направляется на очистку и установку его сжижения.
По окончании дображивания неосветленное пиво 9.6 под
давлением диоксида углерода нагнетается в сепараторосветлитель ФСТ2 и фильтр Ф, где оно окончательно освобождается от взвешенных в нем дрожжей, других микроорганизмов и
мелкодисперсных частиц.
231
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Осветленное пиво 9.7 насосом Н5 прокачивается через пластинчатый теплообменник ТП, где охлаждается рассолом 9.10.
При необходимости охлажденное пиво 9.8 насыщается диоксидом углерода в карбонизаторе К и сливается в танк Т.
Отфильтрованное, охлажденное, насыщенное диоксидом
углерода пиво 9.9 из танка Т под давлением подается в отделение
разлива.
Заключение
Выполнен тепловой расчет водной и рассольной секций
пластинчатого теплообменника для охлаждения пивного сусла.
Методом последовательных приближений определены температуры поверхностей стенки пластины, позволившие рассчитать
коэффициенты теплоотдачи по уточненным формулам. Необходимые для расчета теплофизические свойства из различных литературных источников интерпретированы в виде графиков и таблиц (Приложения А-Ж).
В конструктивном расчете выбранная компоновка пластин
проверена расчетом необходимой длины пути пивного сусла в
теплообменнике. Доказана целесообразность использования выбранной схемы компоновки пластин в аппарате.
Выполнен расчет насосной установки для перекачивания
пивного сусла, выбран насос и дана оценка условий его работы
на сеть. Указаны возможные способы регулирования работы насоса на сеть.
Разработана технологическая схема производства пива,
включающая проектируемый аппарат и процесс. Составлено описание схемы.
Выполнен чертеж общего вида двухсекционного пластинчатого охладителя для пивного сусла.
Список использованных источников насчитывает семь наименований.
232
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Список использованной литературы
1. Логинов А.В. Процессы и аппараты химических и пищевых производств (пособие по проектированию) [Текст] / А.В.
Логинов, Н.М. Подгорнова, И.Н. Болгова; Воронеж. гос. технол.
акад. Воронеж, 2003. – 264 с.
2. Попов В.И. Примеры расчетов по курсу технологического оборудования предприятий бродильной промышленности
[Текст] / В.И. Попов. – М.: Пищ. пром-сть, 1969. – 152с.
3. Павлов К.Ф. Примеры и задачи по курсу процессов и
аппаратов химической технологии [Текст]: учеб. пособие для
студентов хим.-технол. спец. вузов / К.Ф. Павлов, П.Г. Романков,
А.А. Носков; под ред. П.Г. Романкова. – 10-е изд. перераб. и доп.
– Л.: Химия, 1987. – 576с.
4. Барановский Н.В. и др. Пластинчатые и спиральные теплообменники [Текст] / Н.В. Барановский, Л.М. Коваленко, А.Р.
Ястребеницкий. – М.: Машиностроение, 1973. – 288с.
5. Чубик И.А., Маслов А.М. Справочник по теплофизическим характеристикам пищевых продуктов и полуфабрикатов
[Текст] / И.А. Чубик, А.М. Маслов. – 2-е изд. доп. М: Пищ. промсть, 1970. – 184с.
6. Тимонин А.С. Основы конструирования и расчета химико-технологического и природоохранного оборудования
[Текст] / Справочник в 3 т. Том 1. – Калуга: Издательство
Н.Бочкаревой, 2002. – 852 с.
7. Логинов А.В. Насосы и насосные установки пищевых
предприятий [Текст] / А.В. Логинов, М.И. Слюсарев, А.А. Смирных. Воронеж. гос. технол. акад. Воронеж, 2007. – 224 с.
233
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Приложение А
Зависимость плотности пивного сусла от температуры [5]
Приложение Б
Зависимость вязкости пивного сусла от температуры [5]
234
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Приложение В
Зависимость теплопроводности пивного сусла от температуры [5]
Приложение Г
Зависимость теплоемкости пивного
сусла от температуры [5]
235
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Приложение Д
Зависимость критерия Прандтля пивного
сусла от температуры [5]
ПРИЛОЖЕНИЕ Ж
ОСНОВНЫЕ ФИЗИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА РАССОЛА
(концентрация NaCl = 22,5 %, температура замерзания 253 K)
Т,º С
5
0
-5
- 10
- 15
- 20
236
ρ,
кг /м3
1170
1181
1183
1185
1187
1188
λ,
Дж /(м·град)
0,56
0,54
0,523
0,505
0,49
0,476
c
Дж /(кг К)
3330
3330
3329
3328
3322
3320
μ·103
Па·с
2,46
2,98
3,66
4,57
5,61
6,85
ν·103
м2/ с
2,10
2,52
3,08
3,86
4,73
5,77
Pr
14,7
18,4
23,4
30,1
38,2
47,5
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5.3. Расчет спирального теплообменного аппарата
Содержание
Задание на проектирование…….……………………….......
Введение…………………………...….…….…………….…...
1. Тепловой расчет……………………………………….…...
1.1. Расчет температурного режима теплообменника.……
1.2. Выбор теплофизических характеристик
теплоносителей…………………………………………
1.3. Определение тепловой нагрузки аппарата……………
1.4. Определение расхода пара……………..………..……..
1.5. Ориентировочный расчет площади поверхности
аппарата. Выбор аппарата……………..……….………
1.6. Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи
и коэффициента теплопередачи…….…….…………...
1.7. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи
и коэффициента теплопередачи……….………………
1.8. Расчет площади поверхности аппарата.
Окончательный выбор аппарата………….……..……….
2. Конструкторский расчет…………………………...……..
2.1. Выбор материалов для изготовления аппарата…..….
2.2. Расчет шагов спиралей……….....….………………….
2.3. Расчет радиусов полувитков спиралей….………….…
2.4. Расчет длины листов спиралей………….….…………
2.5. Определение числа полувитков спиралей..…………...
2.6. Определение диаметра аппарата……….………..…….
2.7. Расчет керна………..………………...…………………
2.8. Определение всех радиусов полувитков спиралей…..
2.9. Определение мест установки штуцеров….…………...
2.10. Расчет диаметров штуцеров………….………………
2.11. Выбор фланцев………………………………………..
2.12. Выбор крышек………………………………...………
2.13. Выбор опоры аппарата……………..…………………
237
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. Гидравлический расчет………………………..………....
3.1. Определение суммарного коэффициента
гидравлического сопротивления………………………
3.2. Определение потерь напора при входе и выходе
воды из аппарата………….……………………………
3.3. Определение суммарных потерь напора в аппарате…
4. Расчет насосной установки…………………….…………
4.1. Определение гидравлических сопротивлений
трубопроводов насосной установки…………………...
4.1.1. Разбивка трубопроводов насосной установки
на участки……......................................................
4.1.2. Определение геометрических характеристик
участков трубопроводов, скоростей и режимов
движения воды в них……………………….……
4.1.3. Расчет сопротивлений трубопроводов……….…
4.2. Определение требуемого напора насоса……..….……
4.3. Выбор типа и марки насоса………….….……………..
4.4. Анализ условий работы насоса на сеть…….……..…..
5. Технологическая схема автоматизированной
установки для мойки резервуаров и трубопроводов.…
Заключение………..………………………………………….
Список использованной литературы……..…….…………
Приложения А…….…………..………………………..…….
238
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Задание
Рассчитать и спроектировать спиральный теплообменный
аппарат для подогрева воды за счет теплоты конденсирующегося
водяного пара. В аппарат поступает G воды с начальной температурой t1 , температура воды на выходе из теплообменника t 2 .
Давление насыщенного водяного пара Pгр .
Дано: G = 32∙103 кг/ч, t1 = 14,0 ºС, t 2 = 79,0 ºС,
Pгр = 0,19 МПа.
Введение
Теплообменными аппаратами называют устройства, предназначенные для передачи теплоты от одних тел к другим. Тела,
отдающие или воспринимающие теплоту, называют теплоносителями.
По принципу действия теплообменные аппараты делятся на
поверхностные и смесительные.
Если теплоносители, обменивающиеся теплотой, в аппарате разделены стенкой, то такие теплообменники называются рекуперативными.
Как правило, все рекуперативные теплообменные аппараты
являются аппаратами непрерывного действия.
Конструкции современных рекуперативных теплообменных аппаратов поверхностного типа непрерывного действия
весьма разнообразны. Особое место среди них занимают спиральные теплообменники.
В спиральных теплообменниках осуществляется противоточное движение рабочих сред по одному щелевидному каналу
для каждой среды. Благодаря тому, что площадь поперечного сечения каналов по всей длине остается неизменной, загрязнения на
стенках в работающем аппарате лучше смываются потоком рабочей среды и теплообменник может продолжительное время работать без чистки. Конструкцией теплообменников со съемными
крышками предусмотрена механическая чистка каналов. Тепло-
239
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
обменная поверхность изготовлена из рулонной стальной полосы,
свернутой по спирали [1].
Для придания спиралям достаточной устойчивости против
смятия под действием одностороннего наружного давления на
поверхности ленты предусмотрены упорные штифты. При навивке ленты в спираль по торцам каналов закладывают дистанционные проставки, которые вместе с упорными штифтами обеспечивают заданный зазор между стенками.
В качестве конденсаторов паров или парогазовых смесей и
дефлегматоров используются теплообменники с тупиковыми каналами (исполнение 2 и 3). Конструкция и основные размеры
этих теплообменников представлены в приложении А.
При этом пар подается через крышку одновременно во все
каналы, а конденсат отводится из нижнего штуцера Дуз (см. рис. 3
приложения А). Конденсатор устанавливают вертикально для
обеспечения лучших условий конденсации пара и отвода конденсата. Гидравлическое сопротивление спиральных теплообменников (при одинаковой скорости движения рабочих сред) меньше,
чем у кожухотрубчатых.
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Целью теплового расчета спирального конденсатора водяных паров является расчет необходимой площади теплопередающей поверхности и выбор по [1] стандартизированного теплообменника. Из основного уравнения теплопередачи [3-4, 7-8]
F = Q / ( K ∆tср ) ,
(1.1)
где Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт; К – коэффициент теплопередачи, Вт/м²∙К; ∆ tср – средняя разность температур между
теплоносителями, ºС, К.
1.1. Расчет температурного режима теплообменника
Цель расчета – определение средней разности температур
между теплоносителями и средних температур горячего (Т ср) и
холодного (tср) теплоносителей.
240
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В случае спирального теплообменника понятия трубного и
межтрубного пространства теряет свой смысл (спиральные каналы имеют одинаковую геометрическую характеристику), а в связи с тем, что температура горячего теплоносителя не меняется (в
связи с изменением его агрегатного состояния), схема движения
теплоносителей не оказывает влияния на значение средней разности температур.
Определим ∆ tср (рис. 1.1)
Рис. 1.1. К определению средней разности температур
По
[7]
температура
пара
заданного
давления
Pгр = 0,19 МПа – Т п = 118 ºС, скрытая теплота конденсации пара
r = 2212,5·103 Дж/кг, плотность пара ρп = 1,055 кг/м³.
∆t
104
Отношение б =
= 2,67 > 2 , следовательно
∆tм 39
∆t − ∆tм
∆tср = б
,
(1.2)
∆tб
2,3lg
∆tм
где ∆tб , ∆tм – большая и меньшая разности температур по концам схемы (см. рис. 1.1)
По формуле (1.2)
104 − 39
∆tср =
= 66,3 °С.
104
2,3lg
39
Средняя температура горячего теплоносителя (конденсата)
– Т ср =118 ºC, а воды
tср = Tср − ∆tср ,
(1.3)
241
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где Т ср – средняя температура конденсата; ∆ tср – средняя разность температур между теплоносителями, ºС.
По формуле (1.3)
tср = 118 − 66,3 = 51,7 °С.
1.2. Выбор теплофизических характеристик теплоносителей
Теплофизические свойства конденсата водяного пара при
Т ср = 118,0 ºС и воды при tср = 51,7 ºС выбираем из [7, табл.
XXXIX] и заносим в таблицу 1.1.
Таблица 1.1
Теплофизические свойства теплоносителей
Пространство
и процесс
Физические величины
Средняя температура, °С
Конденсация
пара в первом
спиральном
канале
Нагревание
воды во
втором
спиральном
канале
Обозначения
Числовые
значения
Т ср
118,0
Плотность, кг/м3
ρ1
944,6
Удельная теплоемкость, Дж/(кг⋅К)
с1
4230
Теплопроводность, Вт/(м⋅К)
λ1
0,6858
Динамическая вязкость, Па∙с
µ1
236⋅10-6
Средняя температура, °С
tср
51,7
Плотность, кг/м3
ρ2
987,2
Удельная теплоемкость, Дж/(кг⋅К)
с2
4180
Теплопроводность, Вт/(м⋅К)
λ2
0,650
Динамическая вязкость, Па⋅с
µ2
535,6⋅10-6
Кинематическая вязкость, м2/с
ν2
0,543⋅10-6
Критерий Прандтля
Pr2
3,44
1.3. Определение тепловой нагрузки аппарата
Тепловой нагрузкой аппарата называется количество теплоты, передаваемое в аппарате от конденсирующегося пара к нагреваемой воде.
242
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Ее определим по формуле
Q = G c (t 2 − t1 )χ ,
(1.4)
где G – массовый расход воды, кг/с; c – удельная теплоемкость
воды, Дж/(кг·К); t1 , t2 – начальная и конечная температура воды,
соответственно, °С; χ =1,05 – коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.
По формуле (1.4)
32000
4180 (79 − 14)1,05 = 2535866,7 Вт.
Q=
3600
1.4. Определение расхода пара
Количество теплоты, выделяющееся при конденсации D
кг/с пара и передаваемое воде (с учетом потерь в окружающую
среду)
(1.5)
Q = Dr ,
где r – скрытая теплота конденсации пара заданного давления,
Дж/кг.
Из уравнения (1.5)
Q 2535866,7
D= =
= 1,15 кг/с.
r
2212500
1.5. Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата.
Выбор аппарата
Ориентировочным расчетом называется расчет площади
поверхности аппарата по уравнению (1.1) по значению коэффициента теплопередачи, выбранному ориентировочно. Из примера
расчета спирального конденсатора [1] выбираем ориентировочное значение К ор = 1450 Вт/(м2·К), тогда
2535866,7
= 26, 4 м2.
1450 ⋅ 66,3
По [1] ориентировочно выбираем спиральный теплообменник с тупиковыми каналами с крышками (тип 1, исполнение 2) со
следующей характеристикой:
Fор =
243
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Условное обозначение выбранного аппарата ТС-1-2-31,5-6-2 [1]:
Площадь поверхности теплообмена
Ширина канала
Ширина ленты
Длина канала
Площадь поперечного сечения канала:
– для первого теплоносителя
– для второго теплоносителя
F =31,5 м2;
b =12 мм;
В =700 мм;
L =22,5 м;
S1 =0,236 м2,
S 2 =0,0084 м2;
Пропускная способность при скорости теплоносителя 1 м/с
V =30,24 м3/ч;
Вес аппарата
M =2600 кг;
Материалы ленты по ГОСТ 380-71
ВСт3сп5
1.6. Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи и
теплопередачи
Коэффициенты теплоотдачи являются функцией многих
переменных и зависят от скорости теплоносителя ϑ , его плотности ρ и вязкости µ , то есть переменных, определяющих режим
движения теплоносителя; теплофизических свойств теплоносителя (удельной теплоемкости с , теплопроводности λ , коэффициента объемного расширения β и др.); геометрических параметров – формы и определяющих размеров стенки (для труб – их
диаметр d и длина L ).
Таким образом,
α = f (ϑ , µ , ρ , c, λ , β , d , L...) .
(1.6)
Коэффициенты теплоотдачи для конкретных случаев рассчитывают по критериальным уравнениям или формулам, полученным путем обобщения опытных данных методами теории подобия.
Расчет коэффициентов теплоотдачи по уравнениям и формулам, не учитывающим влияния температуры поверхностей
стенки, называется приближенным.
244
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации
насыщенных паров на вертикальной стенке используется приближенная формула [2]
α1 = 3,78 λ1 3
ρ12 L
,
µ1 D
(1.7)
где λ1 , ρ1 , µ1 – теплопроводность, плотность и динамическая вязкость конденсата, соответственно, Вт/(м∙К), кг/м3, Па∙с; L – длина канала (стенки) на которой происходит конденсация пара, м;
D – расход конденсирующегося пара, кг/с.
По формуле (1.7)
944,6 2 ⋅ 22,5
Вт
.
236 ⋅10 ⋅1,15
м2 ⋅ К
Скорость движения воды в спиральном канале теплообменника из уравнения расхода [3, 4]
V
ϑ2 = в ,
(1.8)
S2
где Vв – объемный расход воды, м3/с; S 2 – площадь поперечного
сечения канала для прохода воды, м2.
Объемный расход воды
G
32000
Vв = 2 =
= 9,0 ⋅ 10−3 м3/с.
ρ 2 3600 ⋅ 987,2
По технической характеристике выбранного ориентировочно теплообменника S 2 =0,0084 м2.
По формуле (1.8)
9,0 ⋅ 10 −3
ϑ2 =
= 1,07 м/с.
0,0084
Найденное значение скорости движения воды отвечает рекомендациям [4].
Установим режим движения воды, рассчитав число Рейнольдса по формуле [7]
Re = ϑ2 d э / ν 2 ,
(1.9)
α 1 = 3,78 ⋅ 0,6858
3
−6
= 10006,7
245
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где ϑ2 – скорость движения воды, м/с; d э – эквивалентный диаметр канала для прохода вода, м; ν 2 – кинематическая вязкость
воды, м2/с.
Эквивалентный диаметр рассчитывается по формуле
d э = 4 S2 / П ,
(1.10)
2
где S 2 – площадь поперечного сечения канала, м ; П – смоченный периметр канала, м.
По технической характеристике выбранного ориентировочно теплообменника S 2 = 0,0084 м2.
Смоченный периметр
П = 2В + 2 b ,
(1.11)
где В – ширина ленты для изготовления теплообменника, м; b –
ширина канала, м.
По формуле (1.11)
П = 2 ⋅ 0,7 + 2 ⋅ 0,012 = 1,424 м.
По формуле (1.10)
4 ⋅ 0,084
dэ =
= 0,024 м.
1,424
По формуле (1.9)
1,07 ⋅ 0,024
Re =
= 47292,8 .
0,543 ⋅ 10−6
Режим движения воды в каналах теплообменника турбулентный, так как Re > 4000 .
Для расчета процесса теплоотдачи в канале при турбулентном режиме движения используется приближенная формула
(критериальное уравнение) [4, 7]
Nu = 0,021Re 0,8 Pr 0,43 ,
(1.12)
α d
где Nu = 2 э – число Нуссельта, характеризующее интенсивλ2
ность теплоотдачи на границе твердая стенка – теплоноситель;
α 2 – коэффициент теплоотдачи от стенки к воде, Вт/(м2∙К);
d э – эквивалентный диаметр канала, м; λ2 – коэффициент тепло-
246
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
проводности воды, Вт/(м∙К); Pr – критерий Прандтля, характеризующий влияние физических свойств теплоносителя на интенсивность теплоотдачи.
По уравнению (1.12)
Nu = 0,021⋅ 47292,80,8 ⋅ 3,440,43 = 196,2 ,
а
Nu λ2 196, 2 ⋅ 0,650
Вт
α2 =
=
= 5314,7 2
.
dэ
0,024
м ⋅К
Вт
Для расчета коэффициента теплопередачи К , 2
, через
м ⋅К
плоскую стенку применяют формулу
1
К=
,
(1.13)
1
1
+ ∑ rст +
α1
α2
где α1 , α 2 – коэффициенты теплоотдачи от горячего и холодного
Вт
; ∑ rст – суммарные термические сопротеплоносителей, 2
м ⋅К
м2 ⋅ К
тивления стенки и загрязнений по обе ее стороны,
.
Вт
Суммарные термические сопротивления стенки и загрязнений рассчитывают по формуле [5]
δ
(1.14)
∑ rст = rзагр1 + λст + rзагр2 ,
ст
где rзагр1 , rзагр2 – термические сопротивления загрязнений со стом2 ⋅ К
; δ ст – толщиВт
– коэффициент теплопровод-
роны горячего и холодного теплоносителей,
на теплопередающей стенки, м; λст
ности материала стенки, Вт/(м∙К).
Теплопроводность углеродистой стали λст =46,5 Вт/(м∙К) [7].
Для изготовления теплообменника используются стальные
листы толщиной δ ст = 3…7 мм [2].
247
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Принимаем толщину листа δ ст = 0,004 м.
На теплопередающей поверхности аппарата в процессе ее
эксплуатации отлагаются различные загрязнения, оказывающие
дополнительное термическое сопротивление тепловому потоку.
Имеющиеся в технической литературе и нормативной документации рекомендации по оценке величины термических сопротивлений некоторых видов загрязнений во многих случаях противоречивы, недостаточно обоснованы и некорректны [4].
Значения термических сопротивлений загрязнений со стороны пара и воды выбираем по [8]:
м2 ⋅ К
м2 ⋅ К
rзагр1 = 0,00018
, rзагр2 = 0,00018
.
Вт
Вт
По формуле (1.14)
0,004
м2 ⋅ К
0,00018
0,00018
0,000446
.
r
=
+
+
=
∑ ст
46,5
Вт
По формуле (1.13)
1
Вт
К=
= 1362,4 2
.
1
1
м ⋅К
+ 0,000446 +
10006,7
5314,7
Необходимая площадь поверхности аппарата по формуле (1.1)
2535866,7
F=
= 28,07 м2.
1362,4 ⋅ 66,3
Площадь поверхности выбранного в ориентировочном расчете спирального теплообменника F =31,5 м2, то есть больше
требуемой, поэтому выполним уточняющий расчет выбранного
аппарата.
1.7. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи и
коэффициента теплопередачи
Расчет коэффициентов теплоотдачи по формулам и уравнениям, учитывающий влияние температур поверхностей стенки
называется уточненным. Температуры стенки при этом рассчитывают методом последовательных приближений, исходя из того,
248
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
что при установившимся процессе теплопередачи (рис. 1.2)
q1 = q2 = qст ;
(1.15)
q1 = α1 (Tср − tст1 ) = α1 ∆t1 ;
(1.16)
q2 = α 2 (tст2 − tср ) = α 2 ∆t2 ;
qст =
tст1 − tст2
∆t
(1.18)
= ст .
δ ст
∑
r
ст
rзагр1 +
+r
λст загр2
Для расчета коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке, на
которой конденсируется пар,
широко применяется формула
Нуссельта,
учитывающие
влияние температуры поверхности стенки на коэффициент
теплоотдачи[7]
α1 = 1,154
Рис. 1.2. Схема процесса
теплопередачи
(1.17)
λ13 ⋅ ρ12 ⋅ g ⋅ r
, (1.19)
H ⋅ µ1 ⋅ ∆t1
где λ1 , µ1 , ρ1 – теплопроводность, плотность и динамическая вязкость конденсата пара при температуре пленки
T +t
tпл = п ст ;
2
g = 9,81 м/с2 – ускорение силы тяжести; r – скрытая теплота
конденсации пара, Дж/кг; H – высота стенки, на которой происходит конденсация пара, м; ∆t – разность между температурой
конденсации пара и температуры поверхности стенки, °С.
В первом приближении зададимся температурой поверхности стенки ( tст1 )I = 112,0 °С.
Тогда (∆t1 ) I = Tп − tст = 118,0 − 112,0 = 6,0 °С, а температура
T +t
118 + 112
пленки конденсата (tпл ) I = п ст =
= 115 °С. При этой
2
2
249
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
температуре по [7]:
ρ1 = 947,0
кг/м3; λ1 = 0,6855 Вт/(м∙К);
µ1 = 243,5 ⋅ 10 −6 Па∙с.
По формуле (1.19)
0,68553 ⋅ 947 2 ⋅ 9,81 ⋅ 2212500
Вт
= 10176,1
,
243,5 ⋅ 10−6 ⋅ 6,0 ⋅ 0,7
К ⋅ м2
где В = Н = 0,7 м – высота (ширина) ленты.
Удельная тепловая нагрузка со стороны пара по формуле (1.16)
Вт
(q1 ) I = 10176,1 ⋅ 6,0 = 61056,3 2 .
м
Температура поверхности стенки со стороны воды из формулы(1.18)
(tст2 ) I = (tст1 )I − g1 ⋅ ∑ rст =
(α1 ) I = 1,154
= 112,0 − 61056,3 ⋅ 0,000446 = 112,0 − 27, 23 = 84,77 °С.
При этой температуре для воды [7] Рrст = 2,09 .
Для расчета коэффициента теплоотдачи от стенки к воде с
учетом влияния температуры стенки используется уравнение
0,25
Михеева (1.12) с добавленным сомножителем ( Рr / Рrст ) , учитывающем влияние направления теплового потока на интенсивность теплоотдачи
Nu = 0,021 ⋅ Re ⋅ Pr
0,8
0,43 
Pr 


 Prст 
0,25
.
(1.20)
По формуле (1.20)
 3, 44 
(Nu) I = 0,021 ⋅ 47292,80,8 ⋅ 3,440,43 

 2,09 
0,25
= 222, 2 ,
а
222,2 ⋅ 0,650
Вт
= 6018,7
.
0,024
К ⋅ м2
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды по формуле
(α 2 ) I =
(1.17)
(q2 ) I = α 2 ⋅ ∆t2 = 6018,7(84,77 − 51,7) = 198858,5
250
Вт
.
м2
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Сравнивая, ( q1 ) I c (q2 ) I
(q2 ) I >> ( q1 ) I (198858,5>>61056,3).
приходим к выводу, что
Во втором приближении принимаем ( tст1 )II = 106 ºС. Тогда
( ∆t1 )II = 118,0 − 106,0 = 12
При
этой
118 + 106
= 112 ºС.
2
по [7]: ρ1 = 949,4 кг/м3;
ºС, а (tпл ) II =
температуре
λ1 = 0,6852 Вт/(м∙К); µ1 = 251,0 ⋅ 10 −6 Па∙с.
По формуле (1.19)
0,68523 ⋅ 949, 44 ⋅ 9,81 ⋅ 2212500
Вт
= 8500,3
.
−6
К ⋅ м2
0,7 ⋅ 12,0 ⋅ 251,0 ⋅ 10
По формуле (1.16)
Вт
(q1 ) II = 8500,3 ⋅ 12,0 = 102003,8
.
м2
По формуле (1.18)
(tст2 ) 2 = 106,0 − 102003,8 ⋅ 0,000446 = 60,51 ºС.
При этой температуре по [7] для воды Рrст = 2,98 .
По формуле (1.20)
(α1 ) II = 1,15 4
(Nu) II = 0,021 ⋅ 47292,8
0,8
⋅ 3,44
0,43 
3, 44 
 2,98 


0,25
= 203,4 ,
а
(α 2 ) II =
203,4 ⋅ 0,650
Вт
= 5507,9
.
0,024
К ⋅ м2
По формуле (1.17)
Вт
.
м2
Во
втором
приближении
( q2 )II >> (q1 )II
(102003,8>>48524,6), поэтому расчет температур поверхностей
теплопередающей стенки и коэффициентов теплоотдачи продолжаем, определяя ( tст1 )III графически (рис. 1.3)
(q2 ) II = 5507,9(60,51 − 51,7) = 48524,6
По графическому определенному значению ( tст1 )III = 107,7 ºС
251
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
выполняем третий, проверочный расчет.
Разность температур насыщения и стенки
(∆t1 ) III = 118,0 − 107,7 = 10,3 ºС.
Температура пленки конденсата
118,0 + 107,7
tпл =
= 112,85 ºС.
2
При этой температуре по [7] ρ1 = 949,0
кг/м3;
λ1 = 0,6853 Вт/(м∙К); µ1 = 248,9 ⋅ 10−6 Па∙с.
Рис. 1.3. Графическое определение ( tст1 )III
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к
252
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
стенке по формуле (1.19)
0,68533 ⋅ 9492 ⋅ 9,81 ⋅ 2212500
Вт
= 8848,9 2
.
−6
0,7 ⋅ 10,3 ⋅ 248,9 ⋅ 10
м ⋅К
Удельная тепловая нагрузка со стороны пара по формуле (1.16)
Вт
(q1 ) III = 884,9 ⋅ 10,3 = 91143,7 2 .
м
Температура поверхности стенки со стороны воды по формуле (1.18)
(tст2 )III = 107,7 − 91143,7 ⋅ 0,00446 = 67,05 ºС.
Критерием Прандтля для воды при температуре стенки
(tст2 ) III = 67,05 ºС [7] Рrст = 2,68 .
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде по формуле (1.20)
(α1 ) III = 1,15 4
(Nu) III = 0,021 ⋅ 47292,8
0,8
0,43 
⋅ 3, 44
3, 44 
 2,68 


0,25
= 208,8 ,
а
208,8 ⋅ 0,650
Вт
= 5656,0 2
.
0,024
м ⋅К
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды
Вт
(q2 ) III = 5656,0(67,05 − 51,7) = 89364,8 2 .
м
Средняя удельная тепловая нагрузка в третьем приближении
(q ) + (q2 ) III 91143,7 + 89364,8
Вт
(qср ) III = 1 III
=
= 90254,3 2 .
2
2
м
Отклонение удельных тепловых нагрузок в третьем приближении
( q ) − (q2 ) III
91143,7 − 89364,8
∆ = 1 III
⋅ 100 =
⋅ 100 = 1,97 %.
(qcp )III
90254,3
Отклонение не превышает 5 %, поэтому расчет коэффициентов теплоотдачи с учетом влияния температур поверхностей
стенки закончен.
Вт
Вт
Итак, α1 = 8848,9 2
, α 2 = 5656,0 2 .
м ⋅К
м ⋅К
(α 2 ) III =
253
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Коэффициент теплоотдачи по формуле (1.13)
1
Вт
К=
= 1358,7 2 .
1
1
м ⋅К
+ 0,000446 +
8848,9
5656,0
Схема процесса теплоотдачи в аппарате представлена на
рис. 1.4
Рис. 1.4. Схема процесса теплоотдачи в аппарате
1.7. Расчет площади поверхности аппарата.
Окончательный выбор аппарата
Необходимую площадь поверхности аппарата определим
по формуле (1.1)
2535866,7
Fтр =
= 28,15 м2,
1358,7 ⋅ 66,3
или
254
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Fтр =
2535866,7
Q
=
= 28,10 м2.
(qср ) III
90254,3
Результаты расчета по двум формулам хорошо согласуются.
Площадь поверхности выбранного аппарата F = 31,5 м2 (см.
подраздел 1.5).
Запас
площади
поверхности
F − Fтр
31,5 ⋅ 28,15
∆=
⋅ 100 =
⋅ 100 = 10,6 %, что отвечает рекоменF
31,5
дациям [7].
Окончательно выбираем спиральный теплообменник с тупиковыми каналами с крышками (тип 1, исполнение 2) со следующей характеристикой [1]:
Площадь поверхности теплообменника
F = 31,5 м2;
Диаметр аппарата
D = 900 мм;
Высота аппарата без опор
h =1360 мм;
Высота аппарата с опорами
H = 1610 мм;
Вес аппарата
М = 2600 кг.
Обозначение аппарата ТС-1-2-31,5-6-2,
где Т – теплообменник;
С – спиральный;
1 – тип теплообменника;
2 – исполнение теплообменника;
31,5 – площадь поверхности аппарата, м2;
6 – условное давление в аппарате, (кг∙с)/см2;
2 – материал аппарата (из углеродной стали).
255
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЕТ
Целью конструкторского расчета является выбор материалов для изготовления аппарата; расчет схемы расположения спиралей теплообменника (шагов обеих спиралей t1 и t2 ; радиусов
полувитков спиралей и их количества; ширины, толщины и высоты керна; длины листов спиралей и диаметра аппарата); расчет
диаметров штуцеров для ввода в аппарат теплоносителей и вывода их из аппарата; определение мест установки штуцеров в соответствии с типом и исполнением теплообменника; выбор аппаратных и арматурных фланцев и их размеров; выбор опоры аппарата.
2.1. Выбор материалов для изготовления аппарата
В соответствии с выбранными при проектировании типом и
исполнением спирального теплообменного аппарата для изготовления используются следующие материала[1, 6]:
– материал ленты – углеродистая сталь ВСт3сп. 4 по
ГОСТ 380-71;
– материал прокладок – поранит ПОН по ГОСТ 481- 71;
– материал упорных штифтов и дистанционных проставок
– сталь ВСт3сп4 по ГОСТ 380-71;
– материал крышек и днищ – листовая углеродистая сталь
ВСт3сп4 по ГОСТ 380-71;
– материал патрубков штуцеров – сталь 20 по
ГОСТ 9941-62;
– материал фланцев – сталь 20 по ГОСТ 9941-62.
При выборе материалов для изготовления узлов и деталей
аппарата руководствовались следующими основными требованиями [6]:
1) достаточной стойкостью материала к технологическим
средам (пару и воде) с заданными температурой и давлением;
2) достаточной механической прочностью при заданных
давлении и температуре технологического процесса;
3) наилучшей способностью материала свариваться с
256
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
обеспечением высоких механических свойств сварных соединений;
4) низкой стоимостью материала, не дефицитностью и освоенностью его промышленностью.
2.2. Расчет шагов спиралей
Схема взаимного расположения спиралей с обозначением
основных величин приведены на рис. 2.1.
Рис. 2.1. Схема расположения спиральных каналов теплообменника
Так как в одном из каналов теплообменника находится
конденсирующийся пар, а во втором – вода, то их ширина различная и шаги спирали отличаются [9].
В тепловом расчете (см. раздел 1) было принято, что шири257
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
на ленты для изготовления теплообменника В = 700 мм, а ширина
канала для воды bв = 12 мм.
Спиральный канал для греющего конденсирующегося пара
обычно имеет меньшую ширину[9], чем канал для воды. Принимаем ширину каналов для пара bп = 8 мм.
Толщина листа спиралей в тепловом расчете принята равной δ ст = 4,0 мм.
Для проектируемого теплообменника
t1 = bп + δ ст = 8 + 4 = 12 мм;
t2 = bв + δ ст = 12 + 4 = 16 мм.
2.3. Расчет радиусов полувитков спиралей
В соответствии со схемой (рис. 2.1) центры радиусов спиралей от центра аппарата в обе стороны по ширине керна (перемычки) на расстояние, равное половине шага спирали большого
канала, т. е. t 2 / 2 .
Значение радиуса первого полувитка внутренней спирали
выбираем конструктивно в пределах 150-400 мм [9]. При этом он
не должен быть меньше диаметров штуцеров, расположенных на
крышках аппарата. Ниже приведен расчет диаметра наибольшего
штуцера (парового), он равен 219 мм. Следовательно, принимаем
значение радиуса первого полувитка внутренней спирали
r1′ = 250 мм.
2.4. Расчет длины листов спиралей
Длина листов спиралей (каналов) рассчитывается по формуле [9]
F
L=
,
(2.1)
2⋅B
где F – площадь поверхности выбранного аппарата, м2; В – ширина ленты(канала), м.
258
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
По формуле (2.1)
L=
31,5
= 22,5 м.
2 ⋅ 0,7
2.5. Определение числа полувитков спиралей
Количество полувитков спиралей I и II определяем из соотношения:
L = π rср n ,
(2.2)
где rср – средний радиус полувитков
rср = 0,5(r1 + rп ) ,
(2.3)
где r1 – радиус первого полувитка, м; rп – радиус n-го полувитка, м.
Тогда по формуле (2.3) средний радиус полувитков:
для спирали I
′ = r1′ + 0,5(n′ − 1)t2 ;
rср
для спирали II
rср′′ = r1′ + 0,5( n "− 1)t2 − t1 .
В соответствии с уравнением (2.2):
для спирали I
L = π n'[ r1′ + 0,5(n'−1)t2 ] ;
(2.4)
для спирали II
L = π n"[r1′ + 0,5( n"−1)t2 − t1 ] .
(2.5)
Решая уравнения (2.4) и (2.5) при L =22,5 м, r1′ = 0, 250 м,
t1 = 0,012 м, t2 =0,016 м получим n′ =18,5 и n′′ =19 полувитков.
Наружный полувиток спирали II не участвует в теплообмене, а служит корпусом аппарата. Поэтому конструктивное число
полувитков спирали 2 принимаем равным n′′ = 20.
При вычислении действительной длины каждой спирали
необходимо учесть прибавку на патрубки, если они размещаются
на боковой стенке аппарата. В данном случае прибавка не нужна,
так как патрубки ввода пара и вывода воды расположены в
259
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
крышках, а патрубки ввода воды и вывода конденсата – на наружном добавочном полувитке.
2.6. Определение диаметра аппарата
Диаметра аппарата рассчитаем по формуле [9]
D = r20′′ + 2δ = 2(r1′ + 20t2 − t1 ) + 2δ ,
(2.6)
где r1′ – радиус первого полувитка внутренней спирали, м; t1 и
t2 – шаги первой и второй спиралей, м; δ – толщина листа для
изготовления спиралей, м.
По формуле (2.6)
D = 2(0,25 + 20 ⋅ 0,016 − 0,012) + 2 ⋅ 0,004 = 1,11 м.
Окончательно принимаем диаметр аппарата D = 1100 мм.
2.7. Расчет керна
Керн представляет собой перемычку, расположенную в
центре аппарата, концы которой служат началом I и II спиралей
(см. рис. 2.1).
Расчетная ширина керна
bр = 2r ′ − t1 ,
(2.7)
где r1′ – радиус первого полувитка внутренней спирали, м; t1 –
шаг первой спирали, м.
По формуле (2.7)
bр = 2 ⋅ 0,25 − 0,012 = 0,488 м.
Действительная ширина керна в несколько раз меньше расчетной bр ; это необходимо для обеспечения плавного входа воды
в канал и во избежание его сужения в месте приварки листов
спирали к керну (листы приваривают к перемычке при помощи
накладок). Обычно уменьшение ширины керна с каждой стороны
принимают равным ширине более узкого канала.
В рассчитываемом аппарате действительная ширина керна [9]
b = bр − 2bп ,
(2.8)
260
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где bр – расчетная ширина керна, м; bп – ширина каналов для
пара, м.
По формуле (2.8)
b = 0,488 − 2 ⋅ 0,008 = 0,472 м.
Толщину керна выбирают в пределах δ к = 15 − 20 мм, а высоту его hк принимают на 20-30 мм меньше ширины листа спиралей B для удобства уплотнений и заварки каналов.
Принимаем δ к = 18 мм и hк = 670 мм.
Ось аппарата делит керн на две неравные части:
t
ОА' = r1′ − 2 ,
(2.9)
2
ОА " = bр − ОА ' .
(2.10)
По формулам (2.9) и (2.10)
0,016
= 0,242 м,
2
ОА" = 0, 488 − 0,242 = 0,246 м.
ОА' = 0,25 −
2.8. Определение всех радиусов полувитков спиралей
Для выполнения графической части проекта определим соотношения и значения радиусов всех полувитков I и II спиралей
(табл. 2.1).
Таблица 2.1
Определение радиусов полувитков
Полу
виток
Спираль I
Спираль II
1
2
Значение,
м
3
4
Значение,
м
5
1-й
r1'
0,250
r1" = r1' + t 2 − t1
0,254
2-й
r = r + t2
0,266
r2" = r + 2t 2 − t1
0,270
3-й
r3' = r1' = 2t2
0,282
r3" = r1' + 3t2 − t1
0,286
4-й
r = r + 3t2
0,298
r = r + 4t 2 − t1
0,302
Соотношение
'
2
'
4
'
1
'
1
Соотношение
'
1
"
4
'
1
261
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Окончание таблицы 2.1
1
2
3
4
5
5-й
'
1
r = r + 4t 2
0,314
r = r + 5t 2 − t1
0,318
6-й
r = r + 5t2
0,330
r6" = r1' + 6t2 − t1
0,334
7-й
r = r + 6t2
0,346
r = r + 7t 2 − t1
0,350
8-й
r = r + 7t 2
0,362
r = r + 8t 2 − t1
0,366
9-й
r = r + 8t 2
'
5
'
6
'
7
'
8
'
1
'
1
'
1
"
5
"
7
"
8
'
1
'
1
'
1
0,378
r = r + 9t 2 − t 1
0,382
10-й
'
1
r = r + 9t 2
0,394
r = r + 10t 2 − t1
0,398
11-й
r11' = r1' + 10t 2
0,410
r11" = r1' + 11t2 − t1
0,414
12-й
'
1
r = r + 11t 2
0,426
r = r + 12t2 − t1
0,430
13-й
r13' = r1' + 12t 2
0,442
r13" = r1' + 13t 2 − t1
0,446
14-й
r = r + 13t2
0,458
r = r + 14t2 − t1
0,462
15-й
r = r + 14t2
0,474
r = r + 15t 2 − t1
0,478
16-й
r16' = r1' + 15t 2
0,490
r16" = r1' + 16t 2 − t1
0,494
17-й
r17' = r1' + 16t2
0,506
r17" = r1' + 17t 2 − t1
0,510
18-й
r18' = r1' + 17t 2
0,522
r18" = r1' + 18t 2 − t
0,526
'
9
'
10
'
12
'
14
'
15
'
1
'
1
'
1
"
9
"
10
"
12
"
14
"
15
'
1
'
1
'
1
'
1
'
1
1
19-й
r19' = r1' + 18t2
0,538
r19" = r1' + 19t2 − t1
0,542
20-й
-
-
r20" = r1' + 20t2 − t1
0,558
2.9. Определение мест установки штуцеров
В соответствии с [1] штуцер для ввода пара в теплообменный аппарат расположен на верхней крышке, штуцер вывода конденсата в нижней части боковой стенки аппарата, штуцер ввода
воды – на наружном добавочном полувитке, штуцер вывода воды
из аппарата в нижней крышке аппарата (см. приложение А).
262
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.10. Расчет диаметров штуцеров
Штуцер – патрубок с фланцем,
используется для присоединения к
теплообменнику трубопроводов, по
которым к нему подводятся или от
него отводятся технологические среды (теплоносители) (рис. 2.2).
Диаметры патрубков штуцеров
определяют из уравнения расхода
Рис. 2.2. Штуцер: 1 – патру4V
dшт =
,
(2.11)
бок; 2 – фланец
π ϑ
где V – объемный расход среды через штуцер, м3/с;
ϑ – средняя скорость движения среды в штуцере, м/с.
Определим диаметр парового штуцера. Расход пара
D = 1,15 кг/с, плотность пара ρп = 1,055 кг/м3 [7]. Тогда объемный расход пара
D 1,15
Vп =
=
= 1,09 м3/с.
ρп 1,055
При скорости пара в штуцере ϑп = 35,0 м/с по формуле
(2.11)
4 ⋅ 1,09
dв =
= 0,199 м.
3,14 ⋅ 35,0
Для изготовления патрубка парового штуцера используем
трубу
Ø219 × 6
мм
(внутренний
диаметр
патрубка
dвн = 219 − 2 ⋅ 6 = 207 мм, Dу =200 мм.
Плотность конденсата ρ1 = 944,6 кг/м3, тогда его объемный
D 1,15
расход Vк =
=
= 1, 22 ⋅ 10−3 м3/с, а при скорости его двиρ1 944,6
жения в штуцере ϑк = 0,5 м/с по формуле (2.11)
dк =
4 ⋅ 1, 22 ⋅ 10−3
= 0,056 м.
3,14 ⋅ 0,5
263
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для изготовления патрубка конденсатного штуцера используем трубу Ø76 × 4мм (внутренний диаметр патрубка
dвн = 76 − 2 ⋅ 4 = 68 мм), Dу =65 мм.
Объемный расход воды
G
32000
Vв =
=
= 9,0 ⋅ 10−3 м3/с.
ρ 2 3600 ⋅ 987,2
При скорости движения воды в штуцере ϑв = 1,0 м/с диаметр штуцера по формуле (2.11)
4 ⋅ 9,0 ⋅ 10−3
= 0,108 м.
3,14 ⋅ 1,0
Для изготовления патрубка водяного штуцера используем
трубу
Ø108 × 4
мм
(внутренний
диаметр
патрубка
dвн = 108 − 2 ⋅ 4 = 100 мм), Dу = 100 мм.
dв =
2.11. Выбор фланцев
Для изготовления штуцеров выбираем фланцы соединительных частей и трубопроводов тип 1 [6, табл. 21.9]
(рис. 2.3).
Основные
размеры
фланцев:
а) для парового штуцера:
Dу = 200 мм, dн = 219 мм,
Рис. 2.3. Фланец арматурный тип 1
Dф = 315 мм, dб = 280 мм,
D1 = 258 мм, болты М16, ко-
личество n = 8 шт;
б) для конденсатного штуцера: Dу = 65 мм, dн = 76 мм,
Dф = 160 мм, dб = 130 мм, D1 = 110 мм, болты М 12, количество
n = 4 шт.
в) для водяных штуцеров: Dу = 100 мм, dн = 108 мм,
264
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Dф = 205 мм, dб = 170 мм, D1 = 148мм, болты М 16, количество
n = 4 шт.
2.12. Выбор крышек
Для изготовления крышек теплообменника используем
стандартные эллиптические днища [6] из углеродистой стали Ст3
(рис. 2.4).
Рис. 2.4. Днище
Условное обозначение днища с Dв = 1100 мм, S = 4 мм из
стали марки Ст3: «Днище 1100×4 – Ст3 ГОСТ 6533-68».
Присоединение крышек к корпусу аппарата осуществляется с помощью стальных цельных аппаратных фланцев типа 1
(рис. 2.5).
Рис. 2.5. Фланцы цельные аппаратные тип 1
Основные размеры аппаратного фланца: Dв = 1100 мм,
Dф = 1230 мм, Dб = 1190 мм, h = 48 мм, болты М20, количество
n = 40 шт.
265
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.13. Выбор опоры аппарата
Аппарат устанавливаем на рамную опору, изготовленную
из труб диаметром 57×3,5 мм (рис. 2.6) (см. также приложение А)
Рис. 2.6. Опора аппарата
266
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Целью гидравлического расчета является определение затрат энергии (потерь напора) на транспортирование воды через
теплообменник. Эту величину энергии называют гидравлическим
сопротивлением.
3.1. Определение суммарного коэффициента гидравлического
сопротивления
Различают два вида потерь напора: потери по длине hl и
потери в местных сопротивлениях hмс .
Потери по длине обусловлены затратами энергии потока на
работу против сил трения, возникающих при движении жидкости
из-за ее вязкости на прямолинейных участках трубопровода.
Потери в местных сопротивлениях также обусловлены трением в жидкости, но в местах, где поток изменяет свою скорость
по величине и направлению.
Потери по длине рассчитываются по формуле ДарсиВейсбаха
L ϑ2
hl = λ
,
(3.1)
d 2g
где λ – коэффициент гидравлического трения; L, d – длина и
ϑ2
– скоростной напор на
2g
рассматриваемом участке трубопровода, м.
Потери в местных сопротивлениях рассчитывают по формуле Вейсбаха
ϑ2
hмс = ξ
,
(3.2)
2g
диаметр участка трубопровода, м;
где ξ – коэффициент местного сопротивления;
ϑ2
– скоростной
2g
напор за местным сопротивлением, м.
Коэффициенты местных сопротивлений определяются по
267
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
справочникам в зависимости от вида местных сопротивлений и
их геометрических размеров, а коэффициент гидравлического
трения рассчитывается.
В связи с особенностями движения воды в каналах спирального теплообменника в [1] предлагается гидравлическое сопротивление рассчитывать по формуле (3.1), но вместо коэффициента гидравлического трения λ использовать коэффициент
общего (суммарного) гидравлического сопротивления ξΣ , значение которого рассчитывается по уравнениям, вид которых определяется режимом движения.
При турбулентном режиме движения [1]
0,856
ξΣ = 0,25 ,
(3.3)
Re
ϑ dэ
где Re =
– критерий Рейнольдса.
v
По формуле (3.3)
0,856
ξΣ =
= 0,058 .
47292,80,25
3.2. Определение потерь напора при входе и выходе воды из
аппарата
Вход и выход воды из аппарата происходит через штуцера,
внутренний диаметр которых dв = 100 (см. подраздел 2.10).
Скорость движения воды в спиральных каналах теплообменника ϑв = 1,07 м/с (см. подраздел 1.6).
Скорость движения воды в штуцере определим по формуле, вытекающей из уравнения расхода
4Vв
ϑвш =
,
(3.4)
π dш 2
где Vв – объемный расход воды, м3/с; dш – диаметр штуцера, м.
По формуле (3.4)
268
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4 ⋅ 9,0 ⋅ 10−3
= 1,15 м/с.
3,14 ⋅ 0,1002
Как видно, при выходе воды из штуцера или при входе ее из
канала в штуцер происходит изменение (хотя и незначительное)
скорости по величине. Следовательно, места выхода воды из штуцера и её входа в штуцер являются местными сопротивлениями и
потери напора в них следует рассчитывать по формуле (3.2).
Площадь поперечного сечения канала Sк =0,0084 м2 (см.
ϑвш =
π dш 2
= 0,00758 м2.
4
Определим коэффициенты местным сопротивлением при
расширении потока воды (выход из штуцера в канал) и при сужении потока воды (вход воды из канала в штуцер) [5]:
подраздел 1.6), а штуцера Sш =
2
S

(3.5)
ξрасш =  к − 1 ,
 Sш


S 
ξсуж = 0,5 1 − к  ,
(3.6)
 Sш 
где Sк – площадь поперечного сечения спирального канала, м2;
Sш – площадь поперечного сечения штуцера, м2.
По формулам (3.5) и (3.6)
2
 0,0084

ξрасш = 
− 1 = 0,0049 ,
 0,00785 
 0,00785 
ξсуж = 0,5 1 −
= 0,035 .
0,0084 

По формуле (3.2) потери напора при входе воды в теплообменник
1,07 2
hвх = 0,0049 ⋅
= 0,00029 м
2 ⋅ 9,81
и при выходе из него
269
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
hвых = 0,0035 ⋅
1,152
= 0,0024 м.
2 ⋅ 9,81
3.3. Определение суммарных потерь напора в теплообменнике
Суммарные потери напора в теплообменнике
Σ hт = hвх + hт + hвых ,
(3.7)
где потери в теплообменнике по модифицированной формуле
(3.1)
22,5 1,07 2
L ϑ2
hт = ξ Σ ⋅ в = 0,058
⋅
= 9,07 м.
dэ 2g
0,0084 2,91
По формуле (3.7) суммарные потери напора
Σ hт = 0,00029 + 9,07 + 0,00024 = 9,078 м.
270
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4. РАСЧЕТ НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ
В состав насосной установки входят приемный резервуар
(источник), напорный резервуар, трубопроводы, соединяющие
насос с источником и напорным резервуаром и включающие различные аппараты (в данном случае – спиральный теплообменник). Расчет насосной установки сводится к геометрическому и
гидравлическому расчету трубопроводов и выбору насоса.
На рис. 4.1 представлена схема насосной установки, подлежащая расчету.
При расчете насосной установки примем: Н = 11,0 м,
Lвс = 11,0 м, Lн′ = 16,3 м, Lн = 38, 4 м, hвс = 2,4 м,
Рк = 0,55 МПа. Задан расход воды Vв = 9,0 ⋅ 10−3 м3/с, а также
tн = 14 °С, tк = 79 °С.
Рис. 4.1. Схема насосной установки: 1 – насос; 2 – резервуар; 3 – теплообменник; 4 – стерилизуемый аппарат
271
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4.1. Определение гидравлических сопротивлений
трубопроводов насосной установки
На каждом участке трубопровода имеются условия, обеспечивающие различные числа Рейнольдса, поэтому расчет гидравлических сопротивлений (потерь напора) будем вести отдельно по каждому участку.
4.1.1. Разбивка трубопровода насосной установки на участки
Разбиваем весь трубопровод на участки:
а) участок всасывающего трубопровода (от резервуара 2 до
насоса 1);
б) участок напорного трубопровода от насоса 1 до теплообменника 3;
в) теплообменник 3;
г) участок напорного трубопровода от теплообменника 3 до
стерилизуемого аппарата 4.
4.1.2. Определение геометрических участков трубопровода,
скоростей и режимов движения воды в них
Найдем диаметры всасывающего и напорного участков
трубопровода по уравнению (2.11), задаваясь скоростью движения воды во всасывающем трубопроводе ϑвс = 0,8 м/с, а в напорном – 1,0 м/с.
Тогда
dвс =
4 ⋅ 9,10−3
= 0,120 м,
3,14 ⋅ 0,8
а
4 ⋅ 9,10−3
= 0,107 м.
3,14 ⋅ 1,0
По ГОСТ 8732-72 выбираем ближайшие диаметры для всасывающего и напорного трубопроводов:
dн =
272
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
dвс = 133 × 4 мм (внутренний диаметр dвс = 133 − 2 ⋅ 4 = 125 мм),
dн = 108 × 4 мм (внутренний диаметр dн = 108 − 2 ⋅ 4 = 100 мм).
По формуле (3.4) уточним значения скоростей на рассматриваемых участках трубопроводов
4 ⋅ 9,0 ⋅ 10−3
4 ⋅ 9,0 ⋅ 10−3
ϑвс =
=
0,734
м/с,
ϑ
=
= 1,15 м/с.
н
3,14 ⋅ 0,1252
3,14 ⋅ 0,12
Найденные значения скоростей находятся в пределах рекомендуемых [5].
Установим режим движения воды на различных участках
трубопровода, рассчитывая числа Рейнольдса по формуле (1.9).
Всасывающий участок. ( dвс = 0,125 м, ϑвс = 0,734 м/с,
ν = 1,19 ⋅ 10−6 м2/с при tн = 14 °С).
0,734 ⋅ 0,125
Re вс =
= 77100,8 .
1,19 ⋅ 10−6
Напорный участок до теплообменника. ( dн = 0,1
ϑн = 1,15 м/с, ν = 1,19 ⋅ 10
м,
о
м /с при tн = 14 C).
1,15 ⋅ 0,1
Re′н =
= 96638,7 .
1,19 ⋅ 10−6
Теплообменник (см. тепловой расчет) Re т = 47292,8.
Напорный участок за теплообменником. ( dн = 0,1 м,
−6
2
ϑн = 1,15 м/с, ν = 0,370 ⋅ 10−6 м2/с при tк = 79 oC).
1,15 ⋅ 0,1
Re н =
= 310810,8 .
0,370 ⋅ 10−6
На всех участках трубопровода и в теплообменнике режим
движения турбулентный.
4.1.3. Расчет сопротивлений трубопроводов
Сопротивления (потери напора) на каждом участке будем
определять как сумму потерь по длине (формула 3.1) и в местных
сопротивлениях (формула 3.2).
273
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Участок всасывающего трубопровода.
Принимая трубы гидравлически гладкими, рассчитываем
коэффициент гидравлического трения по формуле Блазиуса [5]
0,3164
λгл =
,
(4.1)
Re0,25
где Re – критерий Рейнольдса.
По формуле (4.1)
0,3164
λгл =
= 0,019 .
77100,80,25
Проверим трубу на шероховатость, рассчитав толщину вязкого подслоя по формуле [5]
d
8
δ = 11,6
,
(4.2)
Re λгл
где λгл – коэффициент трения для гидравлически гладких труб,
рассчитанный по формулам Блазиуса или Конакова; d – диаметр
трубы, м; Re – критерий Рейнольдса.
Для изготовления трубопроводов на всех участках используем трубы стальные, сварные, бесшовные, новые. По [4] для таких труб эквивалентная шероховатость kэ = 0,015 ⋅ 10−3 м.
Для металлических труб kэ = ( 0,5...0,7 ) ∆ , откуда высота
элементов шероховатости (абсолютная шероховатость)
k
0,015 ⋅ 10−3
∆= э =
= 0,00003 м.
0,5
0,5
По формуле (4.2)
0,125
8
δ = 11,6
= 0,000382 м.
77100,8 0,019
Сопоставляя значение абсолютной шероховатости ∆ с
толщиной вязкого подслоя δ , приходим к выводу, что δ > ∆
(0,000386>0,00003). Следовательно, труба гидравлически гладкая
и λ = λгл = 0,019 .
По формуле (3.1)
274
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
11,0 0,7342
= 0,046 м.
0,125 2 ⋅ 9,81
На всасывающем участке трубопровода три местных сопротивления:
– вход в трубу из резервуара ξвх = 0,5 ,
– два поворота на 90о ξпов = 0,15 .
Тогда Σξ = ξвх + 2ξпов = 0,5 + 2 ⋅ 0,15 = 0,8 .
По формуле (3.2)
0,7342
hмс = 0,8 ⋅
= 0,022 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на всасывающем участке трубопровода
hвс = hl + hмс = 0,046 + 0,022 = 0,068 м.
Участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника.
По формуле (4.1)
0,3164
λ гл =
= 0,018 .
96638,7 0,25
hl = 0,019
По формуле (4.2)
0,100
8
= 0,000253 м.
96638,7 0,018
δ > ∆ (0,000253>0,00003), поэтому труба гидравлически гладкая
и λ = λ гл = 0,0198 м.
δ = 11,6
По формуле (3.1)
16,3 1,152
= 0,198 м.
0,1 2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке одно местное сопротивление
– поворот на 90о с ξпов = 0,15 тогда по формуле (3.2)
hl = 0,018
h мс = 0,15 ⋅
1,152
= 0,010 м.
2 ⋅ 9,81
275
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Суммарные потери напора на участке
hн′ = hl + hмс = 0,198 + 0,010 = 0,208 м.
Теплообменник.
Суммарные потери напора в теплообменнике Σ hт = 9,078 м
(см раздел 3).
Участок напорного трубопровода от теплообменника до
резервуара.
На рассматриваемом участке трубопровода Reн=310810.8
(Re > 105), поэтому для расчёта коэффициента гидравлического
трения используем формулу Конакова
1
λ гл =
,
(4.3)
(1,8lg Re− 1,5) )2
где Re – критерий Рейнольдса.
По формуле (4.3)
1
λ гл =
= 0,014 .
(1,8lg 310810, −1,5) 2
По формуле (4.2) толщина вязкого подслоя
0,100
8
δ = 11,6
= 0,000089 м,
310810,2 0,14
δ > ∆ (0,000089 > 0,00003), следовательно, труба гидравлически
гладкая и λ = λ гл = 0,014 .
По формуле (3.1)
38,4 − 16.3 1,152
⋅
= 0, 208 м.
0,100
2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке четыре плавных поворота на
90°, тогда ∑ ξ = 4 ⋅ 0,15 = 0,6 .
По формуле (3.2)
1,152
h мс = 0,6
= 0,040 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на участке
hн = hl + hмс = 0,208 + 0,040 = 0,248 м.
hl = 0,014
276
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Суммарные потери напора на всех участках и в теплообменнике
Σ hп = hвс + hп′ + Σ hт + hп = 0,068 + 0,208 + 9,078 + 0,248 = 9,602 м.
4.2. Определение требуемого напора насоса
Требуемый напор насоса определим по формуле (5)
Р − Ратм
H тр = ( H + hвс ) + к
+ Σ hп ,
(4.4)
ρg
где Н – высота подъема жидкости от уровня жидкости в ёмкости,
м; Рк – давление в конечной точке напорного трубопровода, Па;
Ратм – атмосферное давление, Па; Σ hп – суммарные потери, м.
Так как в соответствии с расчётной схемой насос работает с
подпором (насос расположен ниже уровня жидкости в резервуаре) (см. рис. 4.1), то по формуле (4.4)
0,55 ⋅ 106 − 9,81 ⋅ 104
H тр = 11,0 +
+ 9,602 = 66,7 м.
999,2 ⋅ 9,81
4.3. Выбор типа и марки насоса
Так как перекачивается вода, то выбираем насос общего назначения для перекачки воды и схожих с ней жидкостей типа К.
По рассчитанному напору Н тр = 66,7 м и заданной подаче
V = 9,0 ⋅ 10−3 м3/с (32,4 м3/ч) по сводному графику полей V-H насосов типа К выбираем насос К 45/85 с частотой вращения вала рабочего колеса насоса n = 2900 об/мин.
4.4. Анализ условий работы насоса на сеть
Для проверки условий работы насоса на сеть необходимо
на напорную характеристику насоса наложить характеристику
сети, описываемую уравнением (4.4) (рис. 4.2).
277
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 4.2. Характеристики насоса и сети
Для построения характеристики сети преобразуем уравнение (4.4), обозначив сумму первых двух его слагаемых как статистический напор:
Р − Ратм
0,55 ⋅ 106 − 9,81 ⋅ 104
= 11,0 +
= 57,1 м.
H ст = H + к
ρg
999,2 ⋅ 9,81
Статический напор является постоянной величиной, а потери напора ∑ hп при турбулентном режиме движения пропорциональны квадрату скорости, а следовательно, и квадрату подачи
Σ hп = bQ 2 ,
(4.5)
где b – коэффициенты пропорциональности.
Его значение
278
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Σ hп 9,602
=
= 0,0091 .
V 2 32,42
Уравнение характеристики сети принимает вид
H тр = 57,1 + 0,0091 V 2 .
b=
(4.6)
Для различных значений V в пределах возможных подач
выбранного насоса К45/85 найдём по уравнению (4.6) значение
требуемого напора насоса H тр .
Результаты расчёта внесём в таблицу 4.1
Таблица 4.1
Характеристика сети трубопровода
Подача, м3/ч
H ст , м
Σ hп = 0,0091V 2 , м
H тр = 57,1 + ∑ hп ,м
0
10
20
30
40
50
57,1
57,1
57,1
57,1
57,1
57,1
0
0,94
3,64
8,19
14,56
22,75
57,1
58,01
60,74
65,29
71,66
79,85
На рис. 4.2 по данным таблицы 4.1 вычерчиваем характеристику сети Н тр − V . Точка А пересечения характеристик насоса и
сети – рабочая точка насоса. Ее параметры: VA =42,0 м3/ч (0,0117
м3/с), H A =73,1 м, ηА = 0,78 .
Мощность, потребляемая насосом
ρ g QA H A 999,2 ⋅ 9,81 ⋅ 0,0117 ⋅ 73,1
N=
=
= 10,7 кВт.
1000 ηA
1000 ⋅ 0,78
Подача насоса VA = 11,7·10-3 м3/с больше заданной подачи
V =9·10-3 м3/с, поэтому необходимо отрегулировать работу насоса
на сеть одним из способов:
– задвижкой на напорной линии (дроселированием);
– изменением (уменьшением) частоты вращения вала рабочего колеса насоса;
– обрезкой рабочего колеса.
279
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ СХЕМА АВТОМАТИЗИРОВАННОЙ
УСТАНОВКИ ДЛЯ МОЙКИ РЕЗЕРВУАРОВ И
ТРУБОПРОВОДОВ
Процесс мойки осуществляется в следующей последовательности: резервуары Р и трубопроводы вначале ополаскиваются холодной водой 1.1 в течение 3 минут. Затем в систему подают
раствор каустической соды 7.1 концентрацией 1 % масс и температурой 65-70 °С, который циркулирует в ней в течение 6 минут.
Далее оборудование стерилизуют водой с температурой 90-95 °С
в течение 3 минут и вновь споласкивают холодной водой в течение 5 минут. Один раз в неделю рекомендуется мыть резервуары
раствором азотной кислоты вместо щелочи.
Установка комплектуется приборами и средствами управления, обеспечивающими заданную последовательность циклов
мойки во времени, заданную температуру нагрева моющих растворов и горячей воды, сигнализацию об отклонении уровня воды и моющих сред в баках от заданного давления пара и воздуха,
сигнализацию циклов мойки.
Операциями мойки управляют в следующей последовательности: включают установку, открывают вентиль В32 и трехходовой кран В36, вентиль В37. Командными приборами включается магнитный пускатель электродвигателя насоса H1 для подачи холодной воды 1.1 в разбрызгивающее устройство резервуара
Р. Отработанная вода 1.1 отводится из резервуара в дренаж (канализацию). Затем командный прибор выключает насос Н1, а
включает насос Н3, который начинает подавать в резервуар Р
моющий раствор 7.7 через вентиль В310 из бака Е2, где он готовится из воды 1.1, раствора каустической соды 7.1 с добавлением
сульфаниловой кислоты 6.2. Из резервуара Р моющий раствор 7.7
через фильтр Ф поступает в бак Е5, откуда он многократно используется для мойки резервуаров и трубопроводов с помощью
насоса Н4. После значительного загрязнения моющего раствора
он сливается в канализацию, а используется свежий.
Далее, с помощью трехходового крана В36 устанавливается
подача холодной воды 1.1 насосом Н1 через спиральный теплообменник Т, который обогревается насыщенным водяным паром
280
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.2. Конденсат водяного пара 1.8 через конденсатоотводник КО
возвращается в котельную, а вода нагревается в теплообменнике
до температуры 90-95 °С и как горячая 1.3 направляется в объект
мойки; при этом с поверхности труб и аппаратов смывается щелочной раствор и производится стерилизация. По окончании стерилизации. По окончании стерилизации прекращается подача
пара 2.2 в теплообменник Т. Поверхность резервуара вновь охлаждается холодной 1.1 и постепенно охлаждается. Весь цикл мойки составляет около 30 минут.
Заключение
Выполнен тепловой, конструктивный и гидравлический
расчеты спирального теплообменника для нагревания воды паром
в схеме циркуляционной мойки трубопроводов и резервуаров.
На основе ориентировочного, приближенного и уточненного расчетов коэффициентов теплоотдачи и коэффициента теплопередачи определена необходимая площадь теплопередающей
поверхности спирального теплообменника и выбран стандартизированный аппарат.
Конструктивный расчет определил необходимые для изготовления теплообменника элементы конструкции (шаги спиралей, радиусы полувитков спиралей, длину листов спиралей, число
полувитков спиралей, диаметр аппарата, размеры керна, диаметры штуцеров и основные размеры фланцев, опору аппарата), а
также материалы для его изготовления.
В гидравлическом расчете определены гидравлические сопротивления (затраты энергии на транспортирование воды) теплообменника.
Расчет насосной установки, включающий в себя геометрический и гидравлический расчеты трубопроводов, позволил выбрать насос и проверить условия его работы на сеть.
Разработана технологическая схема автоматизированной
установки для циркуляционной мойки трубопроводов и аппаратов, включающая проектируемый спиральный теплообменник.
281
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Список использованной литературы
1. Стальные спиральные теплообменники [Текст]: каталог,
издание 2-е, испр. и доп. ЦинтихимНЕФТЕМАШ, М., 1976. – 21с.
2. Лебедев П.Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки [Текст] / П.Д. Лебедев. – М.: Энергия.1966. – 288с.
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 доп. М.: Химия, 1991. – 496 с.
4. Логинов А.В. Процессы и аппараты химических и пищевых производств (пособие по проектированию) [Текст]: А.В.
Логинов, Н.М. Подгорнова, И.Н. Болгова; Воронеж. гос. технол.
акад. Воронеж, 2003. – 264 с.
5. Логинов А.В. Насосы и насосные установки пищевых
предприятий [Текст] / А.В. Логинов, М.И. Слюсарев, А.А. Смирных. Воронеж. гос. технол. акад. Воронеж, 2007. – 224 с.
6. Тимонин А.С. Основы конструирования и расчета химико-технологического и природоохранного оборудования
[Текст] / Справочник в 3 т. Том 1. – Калуга: Издательство
Н.Бочкаревой, 2002. – 852 с.
7. Павлов К.Ф. Примеры и задачи по курсу процессов и
аппаратов химической технологии [Текст]: учеб. пособие для
студентов хим.-технол. спец. вузов / К.Ф. Павлов, П.Г. Романков,
А.А. Носков; под ред. П.Г. Романкова. – 10-е изд. перераб. и доп.
– Л.: Химия, 1987. – 576с.
8. Остриков А.Н. Процессы и аппараты пищевых производств. [Текст]: учеб. для вузов в 2 кн. / А.Н. Остриков, Ю.В.
Красовицкий, А.А. Шевцов. Кн. 2. – СПб.: ГИОРД, 2007. – 608 с.
9. Чернобыльский И.И. Машины и аппараты химических
производств [Текст] / И.И. Чернобыльский, А.Г. Бондарь, Б.А.
Гаевский и [др.]. – М.: Машиностроение, 1975. – 454 с.
282
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5.4. Расчет трехсекционного оросительного холодильника
Содержание
Задание…………………………….……………………….......
Введение…………………………...….…….…………….…...
1. Тепловой расчет……………………………………….…...
1.1. Определение расходов и температур теплоносителей.
1.2. Определение тепловых нагрузок холодильника…...…
1.3. Расчет температурного режима холодильника.………
1.4. Выбор теплофизических характеристик
теплоносителей……………..…………..………..……..
1.5. Приближённый расчёт коэффициентов теплоотдачи
и теплопередачи………………………..……….………
1.6. Уточнённый расчёт коэффициентов теплопередачи...
1.7. Определение площадей поверхностей теплопередачи
2. Конструкторский расчет…………………………...……..
2.1. Выбор материалов для изготовления холодильника...
2.2. Определение рабочей и полной длин труб…..……….
2.3. Определение габаритных размеров аппарата..…….…
2.4. Выбор способа крепления труб в коллекторах и
крышек коллекторов к коллекторам.……….…………
2.4.1. Выбор прокладки для крышки коллектора..…...
2.4.2. Выбор крепежа для крышки коллектора………
2.5. Расчёт диаметров штуцеров…...……….………..…….
2.6. Выбор фланцев……..………………...…………………
3. Гидравлический расчет………………………..………....
3.1. Расчёт гидравлических сопротивлений
трубопроводов и аппаратов включённых в них………
3.1.1. Разбивка трубопровода насосной установкой
на участки: всасывающая линия; участок
напорного трубопровода от насоса до
теплообменника; теплообменник; участок
напорного трубопровода от теплообменника
до конечной точки……………………………….
3.1.2. Определение геометрических характеристик
участков трубопровода, скоростей и режимов
283
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
движения теплоносителя в них………………….
3.1.3. Расчёт сопротивлений трубопроводов и
включённых в них аппаратов……………………
3.2. Определение требуемого напора насоса. ………….…
3.3. Выбор типа и марки насоса по расчётному напору и
заданной подаче……………………………………..…
3.4. Построение характеристик насоса и трубопровода.
Определение рабочей точки насоса…………………...
4. Технологическая схема производства пива……………
Список использованной литературы……..…….…………
284
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Введение
Современная пищевая промышленность включает множество
разнообразных производств, перерабатывающих сырьё, различающегося физико-химическими свойствами, Что обуславливает характер и условия проведения технологических процессов [1].
Одним из наиболее распространённых на предприятиях
пищевой промышленности процессов является тепловая обработка материалов, которая в зависимости от характера и цели технологического процесса обеспечивает поддержание температуры на
определённом уровне, нагревание, охлаждение или замораживание продуктов, конденсацию паров и т. п. Важным показателем
этих процессов является коэффициент теплопередачи, величина
которого при проектировании аппаратов определяет их габаритные размеры, а при эксплуатации – интенсивность процесса.
Теплообменные аппараты большинства предприятий пищевой промышленности составляют основную часть всего технологического оборудования [6]. Характерная особенность современных предприятий пищевой промышленности – непрерывность
(поточность) технологических процессов. Поточный технологический процесс по тепловой обработке продуктов можно осуществлять только в поточных теплообменных аппаратах.
В пищевой промышленности применяют главным образом
5 типов поточных аппаратов: трубчатые закрытые, кольцевые,
пластинчатые, трубчатые оросительные и аппараты с вращающейся мешалкой [6].
Оросительные теплообменные аппараты широко использовались в бродильной, молочной и других отраслях пищевой промышленности. Однако с внедрением пластинчатой теплообменной аппаратуры оросительные теплообменники стали вытесняться. Это связано с тем, что их использование ограничено тем, что
они используются лишь в качестве холодильников. Главным препятствием для применения оросительных теплообменников в
пищевой промышленности является требование санитарной
службы вести обработку пищевых продуктов в закрытых каналах
с целью предотвращения бактерицидного заражения [6].
Оросительный холодильник представляет собой плоский
285
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
змеевик, состоящий из горизонтальных труб, концы которых развальцованы в трубных решётках боковых коллекторов [2, 3, 7].
Охлаждаемое сусло тонкой струйкой стекает вниз по поверхности труб, внутри которых протекает охлаждающая жидкость. В целях экономии горячее сусло вначале охлаждают, на
сколько это возможно, водопроводной водой, а затем уже охлажденной водой или непосредственным испарением аммиака или
фреона из холодильной установки. Для этого теплообменник разделяют на 2, а иногда и на 3 секции; верхняя секция охлаждается
водопроводной водой, средняя – артезианской, и нижняя – охлаждённой водой или рабочим веществом холодильной установки.
Зимой охлаждение сусла можно осуществлять только холодной
водопроводной водой, нагнетая её предварительно через секции
холодильника.
Трубы холодильника – медные, цельнотянутые, диаметром
55 мм (наружный), покрываются полудой из пищевого олова.
Верхний распределительный желоб и нижний сборный поддон
изготовляют так же из листовой лужёной меди. Концевые коллекторы отливают из бронзы. Крышки коллекторов делают съёмными для возможности очистки труб изнутри. Охлаждаемое сусло должно стекать по поверхности туб холодильника тонкой равномерной плёнкой без разбрызгивания, потому производительность холодильника должна быть ограниченной.
Практическая производительность холодильника принимается в пределах от 1000 до 1800 литров сусла в час на каждый
метр длины трубной части. При меньшем удельном количестве
продукта (до 1000 литров) сусло стекает не сплошным потоком и
не покрывает всей поверхности труб. При производительности
свыше 1800 литров, происходит разбрызгивание сусла.
Площадь поверхности теплопередачи для каждой секции
холодильника рассчитывается отдельно [2]. При расчёте верхней
секции, по поверхности которой стекает сусло довольно высокой
температуры, необходимо учитывать то количество теплоты, которое сусло отдаёт охлаждающему воздуху; эта потеря составляет 4-8 % от всего количества теплоты, отнимаемого у сусла на
верхней секции. Количество воды, испаряемой из сусла на первой
секции, обычно составляет 5 % к общему объёму сусла.
286
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В зависимости от температуры охлаждающей воды, сусло
на первой секции охлаждается до 24-20 ° С.
В средней секции сусло охлаждается артезианской водой
до 8-10 ºС, а в нижней – охлаждённой ледяной водой, до конечной температуры 4-5 ºС.
По рекомендациям [3] среднюю разность температур сусла
и охлаждающей жидкости в каждой секции может быть вычислена как средняя логарифмическая разность для противоточного
движения двух жидкостей. Если каждую трубу холодильника
рассматривать отдельно, то будем иметь перекрёстный ток жидкостей; однако общее направление движения охлаждающих жидкостей – снизу вверх, а плёнки сусла – сверху вниз. Кроме того,
при обычном двукратном расходе охлаждающих жидкостей (к
общему объёму сусла) при противотоке и поперечном токе разность температур отличается на незначительную величину [2, 7].
При расчёте оросительного холодильника нужно учитывать
следующие практические рекомендации:
1.
Расход охлаждающих жидкостей в каждой секции
следует принимать не более двукратным к объёму сусла; превышение этого количества не даёт заметного роста коэффициента
теплопередачи и уменьшения площади теплопередающей поверхности;
2.
Скорость охлаждающих жидкостей в трубках следует
принимать в пределах 0,8-1,5 м/с, т.к. дальнейшее её повышение
ведёт к сильному росту гидравлических сопротивлений и снижению экономической эффективности всего процесса.
287
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Задание
Спроектировать оросительный теплообменник для пивного
сусла производительностью G дал/ч. Температура сусла меняется в аппарате от Tн до Tк . Аппарат состоит из трех секций:
1-я секция охлаждается водопроводной водой, имеющей
начальную температуру t1 и конечную t 4 ;
2-я секция охлаждается артезианской водой, имеющей температуру t 2 ;
3-я секция охлаждается водой, предварительно охлажденной в испарителе холодильной установки и имеющей температуру t3 .
Исходные данные:
G =380 дал/ч; Tн =80 ºС; Tк =4 ºС; t1 =15 ºС; t 2 =8 ºС; t 3 =1 ºС;
t 4 =60 ºС.
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Целью теплового расчета оросительного холодильника является определение необходимой площади теплопередающей поверхности каждой секции и всего холодильника. Из основного
уравнения теплопередачи
Q
,
(1.1)
F=
K ∆tср τ
где Q – тепловая нагрузка секции, Вт; K – коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·К); ∆tср – средняя разность температур, ºС (К);
τ – время проведения процесса (для установившегося процесса
τ = 1 с).
1.1. Определение расходов и температур теплоносителей
Для изготовления холодильника используем трубы медные,
цельнотянутые по ГОСТ 617-53:
наружный диаметр труб 55 мм;
толщина стенок труб 2 мм.
288
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В соответствии с рекомендациями [2, 3,7] примем следующие
расходы охлаждающих средств по отношению к объему сусла:
3800 ⋅10−3
= 1,06 ⋅10−3 м3/с);
водопроводной воды 1:1 ( V1 =
3600
2 ⋅ 3800 ⋅10−3
= 2,12 ⋅10− 3 м3/с);
артезианской воды 2:1 ( V2 =
3600
2 ⋅ 3800 ⋅10−3
= 2,12 ⋅10−3 м3/с).
охлажденной воды 2:1 ( V3 =
3600
Начальная температура водопроводной воды t1 = 15 ºС, конечная – t 4 = 60 ºС (задано по условию).
Начальная температура артезианской воды t 2 = 8 ºС, конечная – неизвестна.
Начальная температура охлажденной воды t 3 = 1 ºС, конечная – неизвестна.
Начальная температура сусла Т н = 80 ºС, конечная температура Т к = 4 ºС. Температуры сусла при переходе из зоны в зону
неизвестны ( Т 1 и Т 2 ).
Неизвестные температуры теплоносителей (воды и сусла)
определим из уравнений теплового баланса. Для этого определим
тепловые нагрузки по зонам.
1.2. Определение тепловых нагрузок холодильника
Секция охлаждения сусла водопроводной водой.
Водопроводная вода, нагреваясь от 15 до 60 ºС в трубах
верхней секции, отнимает от сусла теплоту
(1.2)
Q1 = G1 c1 (t4 − t1 )χ ,
где G1 = ρ1 V1 – массовый расход водопроводной воды, кг/с;
ρ1 – плотность водопроводной воды, кг/м3; c1 – средняя удельная теплоемкость водопроводной воды, Дж/(кг·К); t 4 , t1 – конечная и начальная температуры воды, ºС; χ – коэффициент, учитывающий потери теплоты от сусла в окружающую среду.
289
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Принимаем потери теплоты от горячего сусла в окружающий воздух по рекомендациям [7] равными 8 %, тогда χ =1,08.
Средняя температура водопроводной воды
t + t 15 + 60
tср.в.в. = 1 4 =
= 37,5 ºС.
2
2
Для этой температуры по [9]
ρ1 = 993,0 кг/м3; c1 = 4180 Дж/(кг·К).
Тогда
Q1 = 1,06 ⋅ 10 −3 ⋅ 4180(60 − 15)1,08 = 213829,5 Вт.
При этом сусло охладится до температуры Т 1 . Неизвестную температуру сусла Т 1 определим из уравнения теплового
баланса
Q1 = Gс cс ( Tн − T1 ) ,
(1.3)
где Gс = ρ с Vс – массовый расход сусла в верхней секции, кг/с;
ρс – плотность сусла, кг/м3; cс – средняя удельная теплоемкость
сусла, Дж/(кг·К).
Предварительно принимаем температуру сусла на выходе
из верхней секции Т 1 =25 ºС, тогда средняя температура сусла
Т + Т1 80 + 25
Tср.в.в. = н
=
= 52,5 ºС,
2
2
а по [8] ρс =1030,3 кг/м3; cс =3537,7 Дж/(кг·К).
Из (1.3) температура сусла после верхней секции
Т2 = Тн −
= 80 −
Q1
=
Vс ρ с cс
213829,5
= 80 − 55,34 = 24,66 °С.
1,06 ⋅10−3 ⋅ 1030,3 ⋅ 3537,7
Полученное значение температуры сусла на выходе из секции охлаждения водопроводной водой Т 2 =24,66 ºС близко к значению предварительно принятой Т 2 =25 ºС, поэтому уточнения
выполненных расчетов производить не будем.
В связи с тем, что температура сусла в верхней секции холодильника высокая, то часть сусла испаряется и на секции ох290
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
лаждения сусла артезианской и охлажденной водой будет поступать несколько меньшее количество сусла.
Количество испарившейся воды из сусла в верхней секции
определим из уравнения
(1.4)
Qпот = W r ,
где Qпот – потери теплоты в окружающий воздух с испарившемся
суслом, Вт; W – количество испарившейся воды из сусла, кг/с;
r – теплота испарения (парообразования) воды при средней температуре сусла в верхней секции холодильника, Дж/кг.
Нами ранее по рекомендациям [2, 3, 7] принято, что величина
потерь теплоты в окружающий воздух с испарившимся суслом составляет 8 % от тепловой нагрузки в верхней секции.
Следовательно,
Q
213829,5
Qпот = 1 ⋅ 8 =
⋅ 8 = 17106,4 Вт.
100
100
По [8] при Т ср.в.в =52,5 ºС r =2374,1·103 Дж/кг.
Тогда из (1.4)
Qпот
17106, 4
=
= 7, 2 ⋅ 10 −3 кг/с.
r
2374,1 ⋅ 103
Первоначальный расход сусла
Gс = Vс ρс = 1,06 ⋅ 10−3 ⋅ 1030,3 = 1,06 кг/с.
Расход сусла после верхней секции (после испарения из него
части воды на верхней секции)
Gс′ = Gс − W = 1,06 − 7,2 ⋅ 10−3 = 1,053 кг/с.
Секция охлаждения сусла артезианской водой.
Тепловую нагрузку холодильника во второй зоне (секции охлаждения сусла артезианской водой) определим по уравнению
Q2 = Gс′ cс′ (T2 − T3 ) ,
(1.5)
W=
где Т 3 – температура сусла на выходе со второй секции (зоне), ºС;
cс′ – удельная теплоемкость сусла при его средней температуре в
секции, Дж/(кг·К).
Принимаем по рекомендациям [2, 3, 7] температуру охлаждения сусла артезианской водой Т3 =12 ºС, тогда по (1.5)
291
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Q2 = 1,053 ⋅ 3763,7(24,66 − 12 ) = 50173, 2 Вт.
Здесь cс′ = 3763,7 Дж/(кг·К) [8] при
24,66 + 12
Т ср.а.в =
= 18,33 ºС.
2
Так как температура сусла, стекающего по трубам второй
секции, близка к температуре окружающего воздуха, то будем
считать [7], что всю теплоту сусло отдает артезианской воде, которая нагревается до
Q2
t2′ = t 2 +
=
cс′ Gс′ ⋅ 2
50173,8
= 8 + 6,33 = 14,33 °С .
3763, 7 ⋅ 1, 053 ⋅ 2
Секция охлаждения сусла охлажденной водой.
На нижней секции сусло охлаждается от Т 3 =12 ºС до конечной температуры Т к = 4 ºС охлажденной (ледяной водой), которой отдает теплоту
Q3 = Gс′ cс′′ (T3 − Tк ) = 1,053 ⋅ 3797,1(12 − 4 ) = 319986, 6 Вт,
где cс′′ =3797,1 Дж/(кг·К) – удельная теплоемкость сусла при его
=8+
12 + 4
= 8 ºС.
2
Охлажденная вода нагревается в последней секции до
Q3
31986,6
t3′ = t3 +
= 1+
= 1 + 4 = 5 ºС.
′′
′
cс Gс ⋅ 2
3763, 7 ⋅ 1, 053 ⋅ 2
средней температуре в последней секции Т ср.о.в =
1.3. Расчет температурного режима холодильника
Цель расчета – определение средней разности температур
∆tср и средних температур теплоносителей tср и Tср по секциям
холодильника. В связи с вышеизложенным (см. введение) расчет
разности температур (движущей силы процесса) будем вести из
условия движения теплоносителей по противоточной схеме.
Для наглядности изобразим схему холодильника с указанием температур всех теплоносителей (рис. 1.1).
292
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.1. Схема температурного режима оросительного холодильника
для пивного сусла
Секция охлаждения сусла водопроводной водой (рис. 1.2).
Рис. 1.2. Схема движения теплоносителей в зоне охлаждения сусла водопроводной водой
Из рис. 1.2 находим ∆tб и ∆tм и определяем их отношение
∆tб
20
=
= 2,07 > 2 ,
∆tм 9, 66
тогда [9]
∆t − ∆tм
∆tср = б
.
(1.6)
∆tб
2,3lg
∆tм
293
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Следовательно,
20 − 9,66
= 14, 2 ºС.
20
2,3lg
9,66
В рассматриваемой секции холодильника водопроводная
вода изменяет свою температуру на меньшее число градусов, чем
сусло. Поэтому [13]
t + t 15 + 60
tср.в.в = 1 4 =
= 37,5 ºС.
2
2
Средняя температура сусла
Т ср.в.в = tср.в.в + ∆tср.в.в = 37,5 + 14, 2 = 51,7 ºС.
∆tср =
Секция охлаждения сусла артезианской водой (рис. 1.3).
Рис. 1.3. Схема движения теплоносителей в зоне охлаждения сусла артезианской водой
Так как
∆tб 10,33
=
= 2,58 > 2 , то по (1.6)
∆tм
4
10,33 − 4
= 6,67 ºС.
10,33
2,3lg
4
В рассматриваемой секции холодильника артезианская
вода изменяет свою температуру на меньшее число градусов, чем
сусло. Тогда
t + t ′ 8 + 14,33
tср.а.в = 2 2 =
= 11,17 ºС,
2
2
а
Т ср.а.в = tср.а.в + ∆tср.а.в = 11,17 + 6, 67 = 17,84 ºС.
∆tср.а.в =
Секция охлаждения сусла охлажденной водой (рис. 1.4).
294
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.4. Схема движения теплоносителей в зоне охлаждения сусла охлажденной водой
Так как
∆tб 7
= = 2,33 > 2 , то по (1.6)
∆tм 3
7−3
= 4,72 ºС.
7
2,3lg
3
В рассматриваемой секции холодильника охлажденная вода изменяет свою температуру на меньшее число градусов, чем
сусло. Тогда
t + t′ 1 + 5
tср.о.в = 3 3 =
= 3 ºС,
2
2
Т ср.о.в = tср.о.в + ∆tср.о.в = 3 + 4,72 = 7, 72 ºС.
а
∆tср.о.в =
Рассчитанные средние температуры теплоносителей по
секциям холодильника незначительно отличается от принятых в
подразделе 1.2, поэтому уточнение значений тепловых нагрузок
по секциям производить не будем.
1.4. Выбор теплофизических характеристик теплоносителей
Теплофизические свойства теплоносителей определяем при
их средних температурах из [7, 8, 9] и заносим в табл. 1.1.
1.5. Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи
и коэффициента теплопередачи
Расчет коэффициентов теплоотдачи α1 и α 2 без учета
влияния температуры стенки, называется приближенным.
295
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 1.1
Теплофизические свойства теплоносителей
Пространство и
процесс
1
Физические величины
Обозначения
Числовые
значения
2
3
4
Секция охлаждения водопроводной водой
Трубное простран- Средняя температуtср.в.в
ство
(нагревание ра воды, ºС
37,5
3
ρ1
водопроводной
Плотность, кг/м
993
воды)
Удельная теплоёмс р1
кость, Дж/(кг·К)
4180
Теплопроводность,
λ1
Вт/(м·К)
0,63
Кинематическая
ν1
вязкость, м2/с
0,698·10-6
Pr1
Число Прандтля
4,39
Наружное
про- Средняя температу51,7
странство (охлаж- ра сусла, ºС
Tср.в.в
1046,6
дение сусла)
Плотность, кг/м3
ρ2
Удельная теплоёмср2
3914,6
кость, Дж/(кг·К)
Теплопроводность,
λ2
0,5886
Вт/(м·К)
Кинематическая
ν2
9,86·10-7
вязкость, м2/с
Секция охлаждения артезианской водой
Трубное простран- Средняя температуTср.а.в
11,17
ство
(нагревание ра воды, ºС
999,8
артезианской
во- Плотность, кг/м3
′
ρ1
дой)
Удельная теплоёмс′Р1
кость, Дж/(кг·К)
4190
Теплопроводность,
λ′1
Вт/(м·К)
0,578
Кинематическая
ν 1′
вязкость, м2/с
1,28·10-6
Pr1′
Число Прандтля
9,25
296
Ссылка
на источник
5
9, табл.
XXXIX
7, табл.
X, ХI
9, табл.
XXXIX
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Окончание таблицы 1.1
1
Наружное
пространство (охлаждение сусла)
2
3
4
Средняя температуТ CР.А.В.
ра сусла, ºС
17,84
ρ′2
Плотность, кг/м3
1044,4
Удельная теплоёмс′р 2
кость, Дж/(кг·К)
3765,3
Теплопроводность,
λ′2
Вт/(м·К)
0,5395
Кинематическая
ν 2′
вязкость, м2/с
19,1·10-7
Секция охлаждения охлажденной водой
Трубное простран- Средняя температуtср.о.в
3
ство
(нагревание ра воды, ºС
ρ′′
1000
охлажденной
во- Плотность, кг/м3
1
дой)
Удельная теплоёмс′′р1
4218
кость, Дж/(кг·К)
Теплопроводность,
λ′′
0,558
Вт/(м·К)
1
Кинематическая
ν 1′′
1,64·10-6
вязкость, м2/с
Pr′′
1
12,45
Число Прандтля
Наружное
про- Средняя температуТ ср.о.в
странство (охлаж- ра сусла, ºС
7,72
ρ′′2
дение сусла)
Плотность, кг/м3
1046,0
Удельная теплоёмс′′р 2
кость, Дж/(кг·К)
3797,9
Теплопроводность,
λ′′2
Вт/(м·К)
0,5114
Кинематическая
ν ′′
вязкость, м2/с
25,59·10-7
5
7, табл.
ХI,
8,
табл. 116
9, табл.
XXXIX
7, табл.
ХI,
8,
табл. 116
2
Ориентировочный расчет площади теплопередающей поверхности холодильника в настоящем проекте выполнять не надо, т. к. конструкция аппарата известна, а расчетом необходимо
лишь определить площадь теплоотдающей поверхности и габаритные размеры аппарата. Для определения коэффициентов теплоотдачи необходимо определить гидродинамические условия
протекания процесса (скорость и режимы движения) теплоносителей. Выше (см. введение) указывалось, что оросительный теплообменник изготовлен из медных труб диаметром 55×2 мм.
Скорость движения воды в трубах холодильника определя297
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ется из уравнения расхода
V =ϑ S ,
(1.7)
3
где V – объемный расход теплоносителя, м /с; ϑ – скорость
2
движения теплоносителя, м/c; S = π d вн
/ 4 – площадь поперечно2
го сечения канала, м ; d вн – внутренний диаметр канала, м.
Скорость движения водопроводной воды из (1.7)
4Vв
4 ⋅ 3800 ⋅ 10−3
ϑв.в =
=
= 0,52 м/с.
2
π dвн
3600 3,14 ⋅ 0,0512 ⋅ 3600
Скорость движения артезианской и охлажденной воды в 2
раза больше, т. е. равна
ϑв.а = 1,04 м/с,
ϑв.о = 1,04 м/с.
Определяем режим движения воды в трубах холодильника:
В верхней секции
ϑ d вн 0,52 ⋅ 0, 051
Re =
=
= 37994,3 ;
ν
0, 698 ⋅ 10 −6
в средней секции
1,04 ⋅ 0,051
Re =
= 41437,5 ;
1,28 ⋅ 10 −6
в нижней секции
1,04 ⋅ 0,051
Re =
= 32341,5 .
1,64 ⋅ 10 −6
Так как во всех секциях число Рейнольдса оказалось больше 10000, то режим движения всех охлаждающих жидкостей устойчивый турбулентный, и коэффициент теплоотдачи для них
можно рассчитывать по следующему приближенному уравнению
Nu = 0,021Re 0,8 Pr 0,43 ε l ,
(1.8)
где Nu = α 2 dвн / λ – число Нуссельта, характеризующее интенсивность теплоотдачи на границе: твердая стенка – теплоноситель;
α 2 – коэффициент теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю, Вт/(м2·К); Re = ϑ d вн / ν – критерий Рейнольдса, являющийся мерой соотношения сил инерции и сил вязкостного трения
в потоке жидкости, характеризующий режим движения теплоно298
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
сителя; ε l – коэффициент, учитывающий влияние начального
участка.
Для верхней секции
Nu = 0,021 ⋅ 37994,30,8 ⋅ 4,59 0,43 = 186,5 ,
Nu λ1 186,5 ⋅ 0,63
α2 =
=
= 2303,7 Вт/(м2·К).
d вн
0, 051
Для средней секции
Nu ′ = 0, 021 ⋅ 41437,50,8 ⋅ 9, 250,43 = 270,1 ,
Nu ′ λ1′ 270,1 ⋅ 0,578
α 2′ =
=
= 3081,1 Вт/(м2·К).
d вн
0,051
Для средней секции
Nu ′′ = 0,021 ⋅ 32341,50,8 ⋅ 12, 450,43 = 251, 7 ,
Nu′′ λ1′′ 251,7 ⋅ 0,558
α 2′′ =
=
= 2754,3 Вт/(м2·К).
d вн
0,051
Коэффициент теплоотдачи α 1 от сусла к поверхности труб
конденсатора при стекании сусла по наружной поверхности горизонтальных труб с шагом, равным t , определяем по уравнениям
[7, 16]
t
0,57
при
= 1,3
Nu пл = 0,002 Re пл
Pr 0,4 ,
(1.9)
dн
где t – расстояние между центрами соседних труб, м;
Re пл = 4 r / µ – критерий Рейнольдса, выраженный через линейную плотность орошения; r – линейная плотность орошения,
кг/(м·с); Pr = µ c / λ = ν ρ c / λ – критерий Прандтля для сусла;
α δ пл
– число Нуссельта по определяющему размеру;
Nu пл =
λ
(
δ пл = µ 2 / ( ρ 2 g )
)
0,33
– приведенная толщина стекающей пленки
сусла, м.
Линейная плотность орошения для оросительных холодильников пивного сусла обычно берется в пределах от 1000 до
1800 л/ч при стекании сусла по обеим стенкам холодильника.
299
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Приняв среднее значение плотности орошения 1400 л/ч и плотность сусла ≈ 1000 кг/м3 [7], вычислим плотность орошения в секунду:
1400
r=
= 0,195 кг/(м∙с).
2 ⋅ 3600
Для верхней секции
4r
4 ⋅ 0,195
Re пл =
=
= 755,9 .
µ 1046,6 ⋅ 9,86 ⋅ 10−7
1046,6 ⋅ 9,86 ⋅ 10 −7 ⋅ 3914,6
Pr =
= 6,86 .
58,86 ⋅ 10 − 2
Nu пл = 0,002 ⋅ 755,90,57 ⋅ 6,860,4 = 0,186 .
δ пл
(
 1046,6 ⋅ 9,86 ⋅ 10−7
=

1046,62 ⋅ 9,81

)
2




0,33
= 5,1 ⋅ 10−5 м.
58,86 ⋅ 10−2
λ
Nu пл =
⋅ 0,189 = 2181,3 Вт/(м2∙К).
δ пл
5,1 ⋅ 10−5
Для средней секции
4r
4 ⋅ 0,195
Re пл =
=
= 391,0 .
µ 1044,4 ⋅ 19,1 ⋅ 10−7
1044,4 ⋅19,1⋅10 −7 ⋅ 3765,3
Pr =
= 13,92 .
53,95 ⋅10 −2
α1 =
Nu ′пл = 0,002 ⋅ 391,00,57 ⋅ 13,920,4 = 0,172 .
(
)
0,33
 1044,6 ⋅ 19,81 ⋅ 10−7 2 
 = 8,1 ⋅ 10−5 м.
δ пл = 


1044,62 ⋅ 9,81


−2
53,95 ⋅ 10
α1′ =
⋅ 0,172 = 1893,73 Вт/(м2∙К).
−5
8,1 ⋅ 10
Для нижней секции
4r
4 ⋅ 0,195
Re пл =
=
= 291, 4 .
µ 1046,0 ⋅ 25,59 ⋅ 10−7
300
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Pr =
1046,0 ⋅ 25,59 ⋅ 10−7 ⋅ 3797,9
= 19,9 .
51,14 ⋅ 10− 2
Nu ′′пл = 0,002 ⋅ 291, 40,57 ⋅ 19,90,4 = 0,168 .
(
)
0,33
 1046,0 ⋅ 25,59 ⋅ 10−7 2 
 = 9,59 ⋅ 10−5 м.
δ пл = 
2


1046,0 ⋅ 9,81


−2
51,14 ⋅10
α 1′′ =
⋅ 0,168 = 895,9 Вт/(м2∙К).
9,59 ⋅10 −5
Анализируя полученные значения коэффициентов теплоотдачи от сусла к стенке теплообменных труб, легко заметить, что
по мере стекания пленки сусла по трубам холодильника приведенная толщина пленки сусла увеличивается (вследствие увеличения вязкости сусла), а коэффициент теплоотдачи падает.
Расчет коэффициентов теплоотдачи для каждой секции будем вести по формуле для плоской стенки ( dвн > 0,5 dнар )
1
,
(1.10)
1
δ
1
+∑ +
α1
λ α2
где α 1 , α 2 – коэффициенты теплоотдачи от сусла к поверхности
δ
стенки и от стенке к воде, соответственно, Вт/(м2∙К); ∑ – сумλ
марное термическое сопротивление стенки и загрязнений,
м2∙К/Вт.
Толщина стенки выбранной трубы δ =0,002 м, теплопроводность меди λ =301 Вт/(м∙К) [7].
Термические сопротивления загрязнений со стороны воды
примем равными rзагр2 =4,2∙10-4 м2∙К/Вт, а со стороны
К=
сусла rзагр1 =2,5∙10-4 м2∙К/Вт [17].
Тогда
δ
∑ λ = 2,5 ⋅10
−4
+
0,002
+ 4,2 ⋅ 10− 4 = 0,000677 м2∙К/Вт.
301
301
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для верхней секции
Кв =
1
= 637,3 Вт/(м2∙К).
1
1
+ 0,000677 +
2181,3
2303,7
Для средней секции
1
Кс =
= 652,7 Вт/(м2∙К).
1
1
+ 0,000677 +
1893,7
3061,1
Для нижней секции
1
Кн =
= 463,8 Вт/(м2∙К).
1
1
+ 0,000677 +
895,9
2754,3
1.6. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи
Расчет коэффициентов теплоотдачи по уравнениям, учитывающим влияние температуры стенки, называется уточненным
расчетом.
Для расчета используем уравнения (1.8) и (1.9), которые
добавляются множителями ( Pr/ Prст ) , учитывающими влияние
направления теплового потока (к стенке или от стенки) на коэффициенты теплоотдачи.
Так как температуры поверхностей стенки неизвестны, то
их определение будем вести методом последовательных приближений по методике, изложенной в [10].
Выполним уточненный расчет для верхней секции, где сусло охлаждается водопроводной водой.
Зададимся в первом приближении температурой поверхности стенки со стороны сусла tст1 =50 °С.
0,25
( )
I
Теплофизические характеристики сусла при этой температуре [7]: ρ =1048,0 кг/м3; с =3913,4 Дж/(кг∙К); λ =58,57∙10-2
Вт/(м∙К); ν =10,1∙10-7 м2/с.
Критерий Прандтля при этой температуре
302
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ν ρ c 1048,0 ⋅ 10,1 ⋅ 10−7 ⋅ 3913,7
=
= 7,07 .
λ
58,57 ⋅ 10−2
Величина поправки к уравнению (1.9)
Prст =
0,25
 Pr 
 6,86 

 =
 = 0,992 .
 7,07 
 Prст 
Число Нуссельта по уравнению (1.9) с учетом поправки
Nuпл = 0,189 ⋅ 0,992 = 0,188 ,
а коэффициент теплоотдачи от сусла к стенке
58,86 ⋅10 −2 ⋅ 0,188
α1 =
= 2169,7 Вт/(м2∙К).
−5
5,1 ⋅10
Удельная тепловая нагрузка со стороны сусла
( q1 )I = α1 ∆t = 2169,7 ⋅ ( 51,7 − 50 ) = 3688,6 Вт/м2.
0,25
Температура поверхности стенки со стороны водопроводной воды
( tст2 )I = ( tст1 )I − ( q1 )I ∑ rст = 50 − 3688,6 ⋅ 0,000677 =47,5 °С.
Критерий Прандтля для воды при этой температуре [9]
Prст =3,73.
Величина поправки к уравнению (1.8)
0,25
 Pr 
 4,59 

 =
 = 1,053 .
 3,73 
 Prст 
Критерий Нуссельта по уравнению (1.8) с учетом поправки
Nu = 186,5 ⋅ 1,053 = 196,4 ,
а коэффициент теплоотдачи от стенки к воде
196,4 ⋅ 0,63
α2 =
= 2426,5 Вт/(м2∙К).
0,051
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды
( q2 )I = α 2 ∆t = 2426,5 ⋅ ( 47,5 − 37,5 ) = 24265,0 Вт/м2.
0,25
( q1 )I = 3688,6 Вт/м2и ( q2 ) I = 24265,0
приходим к выводу, что ( q2 )I >> ( q1 )I .
Сравнивая
Вт/м2,
Выполним второе приближение, задавшись температурой
303
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
( )
стенки со стороны сусла tст1
=47 °С.
II
При этой температуре для сусла [8, 7] ρ =1031,4 кг/м3;
с =3583,8 Дж/(кг∙К); λ =0,584 Вт/(м∙К); ν =10,52∙10-7 м2/с, а
ν ρ c 1031,4 ⋅ 10,52 ⋅ 10−7 ⋅ 3583,8
Prст =
=
= 6,95 .
λ
0,584
 Pr 
Тогда 

 Prст 
0,25
0,25
 6,86 
=
= 0,997 ,

 6,95 
Nu = 0,189 ⋅ 0,997 = 0,188
58,86 ⋅10 −2 ⋅ 0,188
α1 =
= 2169,7 Вт/(м2∙К).
5,1 ⋅10 −5
Удельная тепловая нагрузка со стороны сусла
( q1 )II = 2169,7 ( 51,7 − 47 ) = 10197,6 Вт/м2.
Температура поверхности стенки со стороны воды
( tст2 )II = 47 − 10197,6 ⋅ 0,000677 = 40,1 °C .
Критерий Прандтля для воды при этой температуре [9]
Prст =4,31.
 Pr 
Тогда 

 Prст 
0,25
0,25
 4,59 
=
 = 1,015 ,
 4,31 
Nu = 186,5 ⋅ 1,015 = 189,3 ,
189,3 ⋅ 0,63
α2 =
= 2338, 4 Вт/(м2∙К).
0,051
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды
( q2 ) II = 2338,4 ( 40,1 − 37,5) = 6079,8 Вт/м2.
Теперь ( q1 )II > ( q2 )II (10197,6 > 6079,8).
Для определения температуры стенки со стороны сусла для
третьего приближения tст1 воспользуемся графическим мето-
( )
III
( )
дом [10] (рис. 1.5). По пересечению линий q1 = f tст1
( )
( )
q2 = f tст1 определяем tст1
304
III
=47,55 °С.
и
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.5. Графическое определение температуры стенки ( tст1 )
III
Критерий Прандтля для сусла при этой температуре
0,25
 Pr 
 6,84 
Prст =6,94, тогда 
= 0,997 ,
 =

 6,94 
 Prст 
Nu пл = 0,189 ⋅ 0,992 = 0,188 ,
0,25
58,86 ⋅10 −2 ⋅ 0,188
= 2169,7 Вт/(м2∙К).
−5
5,1 ⋅10
Удельная тепловая нагрузка со стороны сусла
( q1 )III = 2169,7 ⋅ ( 51,7 − 47,55 ) = 9004,3 Вт/м2.
α1 =
Температура поверхности стенки со стороны воды
( tст2 )III = 47,55 − 9004,3 ⋅ 0,000677 = 41, 45 °С.
Критерий Прандтля для воды при этой температуре [9]
Prст =4,2.
 Pr 
Тогда 

 Prст 
0,25
 4,59 
=

 4,2 
0,25
= 1,022 ,
305
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Nu = 186,5 ⋅ 1,022 = 190,69
190,69 ⋅ 0,63
α2 =
= 2355,5 Вт/(м2∙К).
0,051
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды
( q2 )III = 2355,5 ⋅ ( 41, 45 − 37,5) = 9304,2 Вт/м2.
Средняя удельная тепловая нагрузка
(q ) + (q )
( qср )III = 1 III 2 2 III = 9004,3 +2 9304,2 = 9154, 25 Вт/м2.
Отклонение удельных тепловых нагрузок
( q1 )III − ( q2 )III
9004,3 − 9304,2
100 % =
∆=
⋅ 100 % = 3,28 %
9154,25
( qср )
III
не превышает 5 %, следовательно, расчёт температур поверхностей стенки закончен.
Схема процесса теплопередачи в верхней секции оросительного холодильника будет выглядеть так (рис. 1.6):
Уточненное значение коэффициента теплопередачи в верхней секции холодильника
1
Кв =
= 639,9 Вт/(м2∙К).
1
1
+ 0,000677 +
2169,3
2355,5
Сравним значения коэффициентов теплопередачи для
верхней секции холодильника, полученные по приближенным
К в = 637,3 Вт/(м2∙К) и уточненным К в = 639,9 Вт/(м2∙К) формулам.
Среднее значение коэффициента теплопередачи
637,3 + 639,9
К ср =
= 638,6 Вт/(м2∙К).
2
Отклонение коэффициентов теплопередачи
639,9 − 637,3
∆=
100 % = 0,41 % .
638,6
306
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.6. Схема процесса теплопередачи в верхней секции холодильника
Анализируя полученный результат, можно сделать вывод о
том, что уточненный расчёт не дает значительного отклонения
окончательного результата от значений, полученных в приближенном расчёте.
В этой связи, уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи и коэффициента теплопередачи для средней и нижней секций холодильника проводить не будем.
1.7. Определение площадей поверхностей теплопередачи
По уравнению (1.1) для верхней секции:
Q1
213829,5
F1 =
=
= 23,6 м2.
Kв ∆tср.в.в 638,6 ⋅ 14,2
Для средней секции
Q2
50173,8
F2 =
=
= 11,5 м2.
K с ∆tср.а.в 652,7 ⋅ 6,67
Для нижней секции
Q3
31986,6
F3 =
=
= 14,6 м2.
Kн ∆tср.о.в 463,8 ⋅ 4,72
307
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЁТ
Целью конструкторского расчёта оросительного холодильника является выбор материалов для изготовления труб холодильника и других его узлов, определение числа труб в каждой
секции и габаритных размеров аппарата, способа крепления труб
в коллекторах и крышек коллекторов к коллекторам, расчёт диаметров штуцеров для ввода и вывода водопроводной и охлаждённой воды, выбор фланцев штуцеров, разработка конструкций
распределителя сусла и поддона.
2.1. Выбор материалов для изготовления холодильника
Для изготовления теплообменника выбираем трубы диаметром Ø55×2 мм из меди по ГОСТ 617-57. Трубы цельнотянутые, покрытые сверху полудой из пищевого олова.
Верхний распределительный желоб и нижний сборный
поддон изготовляют также из листовой луженой меди.
Концевые коллекторы отливают из бронзы Бр.АЖ9 – 4 по
ГОСТ 439 – 54.
Крышки коллекторов делают съемными для возможной
очистки труб изнутри. Материал крышки коллекторов – сталь
конструкционная листовая ВМСт3сп по ГОСТ 380-60. Толщина
листа δ = 1,2 мм.
2.2. Определение рабочей и полной длин труб
Длина труб по расчёту:
– в верхней секции
F
23,6
l1 = 1 =
= 136,7 м;
π d 3,14 ⋅ 0,055
– в средней секции
F
11,5
l2 = 2 =
= 66,6 м;
π d 3,14 ⋅ 0,055
– в нижней секции
308
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
F3
14,6
=
= 84 м.
π d 3,14 ⋅ 0,055
При ранее принятой (см. тепловой расчет) плотности орошения 1400 л/ч длина труб в холодильнике должна быть
3800
≈ 2,7 м.
1400
При этой длине количество труб:
– в верхней секции
136,7
п1 =
= 50,6 ,
2,7
принимаем число труб в верхней секции п1 = 51 шт.;
– в средней секции
66,6
п2 =
= 24,7 ,
2,7
принимаем число труб в средней секции п2 = 25 шт.;
– в нижней секции
84,0
п2 =
= 31,1 ,
2,7
принимаем число труб в нижней секции п3 = 32 шт.
Учитывая необходимость развальцовки труб в трубных решетках, длину каждой трубы увеличиваем до 2,75 м. Полная длина труб, потребных для изготовления холодильника, равна
2,75(51 + 25 + 32) = 297 м.
Вследствие произведенных округлений количества труб в
секциях до целых чисел поверхности теплопередачи получили
следующие значения:
– в верхней секции
51 ⋅ 2,7 ⋅ 3,14 ⋅ 0,055 = 23,8 м2;
– в средней секции
25 ⋅ 2,7 ⋅ 3,14 ⋅ 0,055 = 11,7 м2;
– в нижней секции
32 ⋅ 2,7 ⋅ 3,14 ⋅ 0,055 = 14,9 м2.
Общая площадь поверхности теплопередачи холодильника
равна
F = 23,8 + 11,7 + 14,9 = 50,4 м2.
l3 =
309
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.3. Определение габаритных размеров аппарата
При выборе критериального уравнения для расчета интенсивности теплоотдачи от стекающей пленки сусла к стенке труб
холодильника (см. тепловой расчет) расстояние между центрами
соседних труб (шаг труб) был принят равным
t = 1,3 d = 1,3 ⋅ 0,055 = 0,0715 м.
Высота трубчатой части каждой секции холодильника может быть рассчитана по уравнению
h = t (n − 1) ,
(2.1)
где n – число труб в секции, шт.;
t – расстояние между центрами соседних труб, м.
Тогда высота верхней секции
h1 = 0,0715(51 − 1) = 3,57 м;
средней секции
h2 = 0,0715(25 − 1) = 1,72 м;
нижней секции
h3 = 0,0715(32 − 1) = 2,22 м.
Общая высота трубчатой части холодильника
H = h1 + h2 + h3 = 3,57 + 1,72 + 2, 22 = 7,51 м.
Полученное значение высоты трубчатой части холодильника оказалось таким, что обслуживание аппарата становится затруднительным. Одним из вариантов практического решения
создавшейся ситуации является разделение аппарата по высоте на
два аппарата. В первом аппарате использовать секцию водяного
охлаждения высотой 3,57 м, а во втором – секции охлаждения
артезианской
и
охлажденной
водой
общей
высотой
1,72+2,22=3,94 м.
2.4. Выбор способа крепления труб в коллекторах и крышек
коллектора к коллекторам
Для крепления медных труб в бронзовых коллекторах используем развальцовку с их отбортовкой (рис. 2.1).
Крепление крышки к коллектору осуществляем с помощью
310
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
шпилек, предварительно вкрученных в корпус коллектора
(рис. 2.2).
2.4.1. Выбор прокладки для
крышки коллектора
По [14] выбираем материал
прокладки – паронит по ГОСТ 48158. Толщина прокладки – 2 мм.
2.4.2. Выбор крепежа для крышки
коллектора
Рис. 2.1. Крепление трубы в
коллекторе: 1 – корпус коллектора; 2 – трубка теплообменная
Для крепления крышки к корпусу коллектора используем шпильки диаметром 8 мм (М8) с шайбой
диаметром 8 мм и гайкой М8, расстояние между центрами шпилек 20 мм.
Шпилька, шайба и
гайка – стандартные изделия:
– шпилька М8×30
ГОСТ 7798-70;
– шайба 8 ГОСТ
11371-78;
– гайка М8 ГОСТ
5915-70.
Рис. 2.2. Крепление крышки к коллектору: 1 – корпус коллектора; 2 – трубка теплообменника; 3 – прокладка; 4 –
шпилька с гайкой; 5 – крышка коллектора
2.5. Расчет диаметров
штуцеров
Диаметры штуцеров
определяют из уравнения
расхода (1.7)
d=
4V
,
πϑ
311
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где V – объемный расход теплоносителя, м3/с; ϑ – скорость
движения теплоносителя в штуцере, м/с.
Скорость движения водопроводной, артезианской и охлажденной воды в штуцерах будем принимать равной скорости ее
движения в трубках холодильника: ϑв.в .= 0,52 м/с,
ϑв.а .= 1,04 м/с, ϑв.о .= 1,04 м/с (см. тепловой расчет).
Тогда диаметры штуцеров для входа и выхода водопроводной воды
4 ⋅ 3800 ⋅ 10−3
= 0,051 м.
3,14 ⋅ 3600 ⋅ 0,52
По ГОСТ 8732-78 выбираем стальную бесшовную холоднотянутую трубу диаметром 57×3,5 мм (внутренний диаметр 0,05 м).
Диаметры штуцеров для входа и выхода артезианской и охлажденной воды
dшт.в.в =
4 ⋅ 2 ⋅ 3800 ⋅ 10−3
= 0,051 м.
3,14 ⋅ 3600 ⋅ 1,04
По ГОСТ 8732-78 также выбираем стальную бесшовную
холоднотянутую трубу диаметром 57×3,5 мм (внутренний диаметр 0,05 м).
dшт.в.а = dшт.в.о =
2.6. Выбор фланцев
Для изготовления штуцеров для входа и выхода водопроводной, артезианской и охлажденной воды выбираем
фланец трубопроводный по
ГОСТ 1235-67 (рис. 2.3).
Основные
размеры
фланца [14]: dн = 57 мм;
Dу = 50 мм; Dф = 140 мм;
Рис. 2.3. Фланец трубопроводный
312
Dб = 110 мм; D1 = 90 мм; dб =
М12; Z = 4 шт.; h = 10 мм.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Целью гидравлического расчета является расчет насосной
установки одного из участков технологической схемы производства пива (см. 2-й лист графической части проекта). В качестве
насосной установки выберем насос Н 4 , перекачивающий водопроводную воду в количестве 1,06∙10-3 м3/с по системе трубопроводов из емкости резервирования через оросительный теплообменник в заторный аппарат А31 (рис. 3.1).
Рис. 3.1. Схема насосной установки: ЕР – емкость резервирования; Н4 –
насос; ТО – теплообменник оросительный; А31 – аппарат затирания
солода
Характеристика оросительного холодильника определена
тепловым и конструктивным расчётом (см. тепловой и конструктивные расчёты): диаметр теплообменных труб 55×2 мм, количество труб в верхней (водопроводной) секции п = 51 шт., длина
труб l = 2,74 м.
Остальные характеристики насосной установки примем:
hвс = 1,2 м; Н = 12 м; lвс = 4,8 м; lн′ = 6,4 м; lн = 36 м;
Pаз = 9,81∙104 Па (давление атмосферное).
313
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.1. Расчёт гидравлических сопротивлений трубопроводов и
аппаратов, включённых в них
Расчёт гидравлических сопротивлений трубопроводов и
аппаратов, включённых в них, будем вести по методике [13].
3.1.1. Разбивка трубопровода насосной установки на участки
Весь трубопровод насосной установки разобьём на участки:
– всасывающая линия;
– участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника;
– теплообменник;
– участок напорного трубопровода от теплообменника до
заторного чана.
3.1.2. Определение геометрических характеристик участков
трубопроводов, скоростей и режимов движения теплоносителя в них
Из уравнения (1.7) определим диаметры всасывающего и
напорного трубопроводов, принимая скорости движения воды во
всасывающем трубопроводе ϑвс = 0,8 м/с, а в напорном –
ϑн = 1,2 м/с.
Диаметр всасывающего трубопровода
4 ⋅ 1,06 ⋅ 10−3
= 0,041 м.
3,14 ⋅ 0,8
Для изготовления всасывающего участка трубопровода насосной установки используем трубу 48×4 мм по ГОСТ8734-75
(внутренний диаметр dвн = 40 мм = 0,04 м).
dвс =
Скорость движения воды на всасывающем участке
4V
4 ⋅ 1,06 ⋅ 10−3
ϑвс =
=
= 0,84 м/с.
2
π dвн
3,14 ⋅ 0,042
314
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Диаметр напорного трубопровода
4 ⋅ 1,06 ⋅ 10−3
= 0,0335 м.
3,14 ⋅ 1, 2
Для изготовления напорного участка трубопровода насосной установки используем трубу 38×2 мм по ГОСТ8734-75
(внутренний диаметр dвн = 34 мм =0,034 м.)
Скорость движения воды на напорном участке
4V
4 ⋅ 1,06 ⋅ 10−3
ϑн =
=
= 1,17 м/с.
2
π dвн
3,14 ⋅ 0,0342
Скорость движения водопроводной воды в трубках оросительного холодильника ϑв.в = 0,52 м/с (см. тепловой расчёт).
Установим режимы движения воды на различных участках
насосной установки:
– всасывающий трубопровод
ϑ d
0,84 ⋅ 0,04
Re = вс вс =
= 28965,5 ,
ν вс
1,16 ⋅ 10−6
где ν вс = 1,16 ⋅ 10-6 м2/с – кинематическая вязкость воды при
t1 = 15 оС [9], т. к. Re > 10000, то режим движения турбулентный;
– напорный участок трубопровода от насоса до теплообменника
v d
1,17 ⋅ 0,034
Re = н н =
= 34293,1 – турбулентный;
νн
1,16 ⋅ 10−6
– теплообменник Re т =37994,3 – турбулентный (см. тепловой расчёт);
– участок напорного трубопровода от теплообменника до
запорного чана
ϑ d
1,17 ⋅ 0,034
Re н = н н =
= 88221,8 – турбулентный,
νн
0, 478 ⋅ 10 −6
где ϑн = 0,478 ⋅ 10-6 м2/с – кинематическая вязкость воды при
dн =
t1 = 60 оС [9].
315
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.1.3. Расчёт сопротивления трубопроводов и аппаратов,
включённых в них
Различают два вида потерь напора: потери по длине hl и
потери в местных сопротивлениях hмс .
Первые рассчитывают по формуле Дарси-Вейсбаха
l ϑ2
,
hl = λ
(3.1)
d 2g
где λ – коэффициент гидравлического трения; l – длина участка
трубопровода, м; d – диаметр участка трубопровода, м; ϑ 2 / (2 g )
– скоростной напор на рассматриваем участке трубопровода, м.
Вторые – по формуле Вейсбаха
ϑ2
hмс = Σξ
,
(3.2)
2g
где Σξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений;
ϑ 2 / (2 g ) – скоростной напор за местным сопротивлением, м.
Рассчитаем потери на различных участках:
Всасывающий участок трубопровода
Предполагая, что труба гидравлически гладкая, определим
коэффициент гидравлического трения по формуле Блазиуса
0,3164
0,3164
λгл =
=
= 0,024 .
0,25
Re
28965,50,25
Проверим трубу на шероховатость, рассчитав величину
вязкого подслоя
d
8
0,04
8
δ = 11,6
= 11,6
= 2,92 ⋅ 10−4 м.
Re λгл
28965,5 0,024
Для выбранной трубы (стальная, бесшовная, новая и чистая)
эквивалентная шероховатость kэ = 0,015 мм. [10]. Тогда величина
абсолютной шероховатости поверхности выбранной трубы
k
0,015
∆= э =
= 0,030 мм =3∙10-5 м.
0,5
0,5
316
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Сравнивая δ с ∆ , приходим к выводу, что δ > ∆ , следовательно, труба гидравлически гладкая и λ = λгл =0,024.
Потери по длине по (3.1)
4,8 0,842
hl = 0,024
= 0,104 м.
0,04 2 ⋅ 9,81
На всасывающем участке трубопровода два местных сопротивления: фильтр с обратным клапаном ( ξф =10),один плавный поворот на 90о( ξ пов =0,5). Тогда Σξ =10,5 и по формуле (3.2)
0,842
= 0,378 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на всасывающем участке
hвс = hl + hмс = 0,104 + 0,378 = 0,482 м.
Участок напорного трубопровода до теплообменника
Расчет ведем в последовательности, изложенной для всасывающего трубопровода
0,3164
0,3164
λ гл =
=
= 0,023 .
0,25
Re
34293,10,25
Толщина вязкого подслоя
d
8
0,04
8
δ = 11,6
= 11,6
= 2,14 ⋅ 10−4 м.
Re λгл
34293,1 0,023
Как и на всасывающем участке ∆=3 ⋅ 10-5 м.
Вновь труба гидравлически гладкая (δ>∆), λ = λгл =0,023
hмс = 10,5
6,4 1,172
= 0,302 м.
0,034 2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке один плавный поворот на 90о
( ξ пов =0,5).
По (3.2)
1,172
hмс = 0,5
= 0,035 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери на напорном участке до теплообменника
hн′ = 0,302 + 0,035 = 0,337 м.
По (3.1) hl = 0,023
317
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Теплообменник
Коэффициент гидравлического трения
0,3164
0,3164
λгл =
=
= 0,023 .
0,25
Re
37994,30,25
Толщина вязкого подслоя
d
8
0,051
8
δ = 11,6
= 11,6
= 2,9 ⋅10−4 м.
Re λ гл
37994,3 0,023
Для медных труб kэ = 0,002 мм [10]. Тоk
0,002
= 0,004 мм = 4 ⋅ 10−6 м. Следовательно δ > ∆ ,
гда ∆ = э =
0,5
0,5
труба гидравлически гладкая и λ = λгл = 0,023 .
По (3.1)
2,74 ⋅ 51 0,522
hl = 0,023
= 0,869 м.
0,051 2 ⋅ 9,81
В теплообменнике (n − 1) местных сопротивленийповоротов на 180 ° из одной трубы в другую через промежуточную камеру в коллекторе ξ пов = 2,5 [10].
Число труб в теплообменнике n = 51. Тогда
Σξ = ( 51 − 1) ξ пов = 50 ⋅ 2,5 = 125 .
По (3.2)
0,522
hмс = 125
= 1,72 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора в теплообменнике
hт = 0,869 + 1,72 = 2,59 м.
Напорный участок от теплообменника до аппарата
Коэффициент гидравлического трения
0,3164
0,3164
λ гл =
=
= 0,0186 .
0,25
Re
83221,80,25
Толщина вязкого подслоя
d
8
0,051
8
δ = 11,6
= 11,6
= 9,83 ⋅ 10−5 м.
Re λгл
83221,8 0,0186
318
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Абсолютная шероховатость на рассматриваемом участке напорного трубопровода, как и на участке до теплообменника
∆=3 ⋅ 10-5м. Теперь ∆>δ и труба стала гидравлически шероховатой.
Для расчёта коэффициента гидравлического трения воспользуемся формулой Альтшуля
 68 kэ 
λ = 0,11
+ 
 Re d 
По (3.1)
0,25
 68
15 ⋅ 10−6 
= 0,11
+

 83221,8 0,034 
0,25
= 0,021 .
36 − 6,4 1,17 2
= 0,845 м.
0,034 2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке три плавных поворота на 90 °
( ξ пов =0,5). Тогда Σξ =1,5.
По (3.2)
1,172
hмс = 1,5
= 0,105 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на рассматриваемом участке
напорного трубопровода
hн′′ = 0,845 + 0,105 = 0,950 м.
Суммарные потери напора на всех участках насосной установки
∑ hпот = hвс + hн′ + hт + hн′′ = 0, 482 + 0,337 + 2,59 + 0,95 = 4,36 м.
hl = 0,021
3.2. Определение требуемого напора насоса
Насос при работе должен сообщать жидкости, протекающей через него энергию, необходимую для её подъёма на высоту
Н + h вс и на преодоление гидравлических сопротивлений в
(
)
трубопроводах и аппаратах.
Требуемый напор насоса
Н тр = ( Н + hвс ) + ∑ h пот ,
(3.3)
где Н = 12 м – высота подъема жидкости насосом, hвс = 1, 2 м –
высота всасывания насоса, ∑ hпот = 4,36 м – суммарные потери
напора в сети.
319
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
По (3.3)
Н тр = (12 + 1, 2 ) + 4,36 = 17,56 м.
3.3. Выбор типа и марки насоса
Решающим фактором при выборе типа насоса являются
химико-физические свойства перекачиваемой жидкости. Так как
перекачиваемой жидкостью является вода, то выбираем консольный насос общего назначения типа К.
По [15] по требуемому напору Н тр = 17,56 м и заданной
подаче V = 1,06 ⋅ 10−3 м3/с (3,82 м3/час) выбираем насос К 8/18.
Строим его рабочие характеристики (рис. 8).
3.4. Построение характеристики трубопровода
Определение рабочей точки насоса.
Для построения характеристики трубопровода по уравнению (3.3) необходимо представить его в виде
Н тр = ( Н + hвс ) + bV 2 ,
(3.4)
где ∑ h пот = bV 2 – суммарные потери напора в сети, пропорциональные квадрату скорости, а, следовательно, и подаче насоса.
Определим коэффициент пропорциональности b
∑ hпот = 4,36 = 0, 298
b=
V2
3,822
Задаваясь различными значениями V по формуле(3.4) рассчитывают напор, соответствующий принятой подаче.
Полученные результаты заносим в табл. 3.1.
По рассчитанным значениям строим характеристику трубопровода Н тр = f (V ) , накладывая ее на рабочую характеристи-
ку насоса Н = f (V ) (рис. 3.2). Точка пересечения Н = f (V ) и
Н тр = f (V ) – А называется рабочей точкой насоса. Ей соответст-
вуют подача VA = 5,8 м3/ч (1,61·10-3 м3/с) и напор H A = 18,6 м.
320
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 3.1
Характеристика сети
V
м3/с
0
1,39·10-4
2,78·10-4
4,17·10-4
5,56·10-4
6,94·10-4
8,33·10-4
9,72·10-4
1,11·10-3
м3/ч
0
0,5
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
3,5
4,0
Н ст = Н + hвс ∑ hпот = bV 2 Н тр = Н ст + ∑ hпот
13,2
13,2
13,2
13,2
13,2
13,2
13,2
13,2
13,2
0
0,074
0,298
0,671
1,192
1,863
2,682
3,651
4,768
13,2
13,27
13,50
13,87
14,39
15,06
15,88
16,85
17,97
Рис. 3.2. Характеристика насоса и сети
Так как полученная подача VA не равна заданной
V = 3,82 м3/ч, то необходимо отрегулировать работу насоса на
сеть. Для перемещения рабочей точки насоса А влево можно ис321
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
пользовать способы воздействия на положение характеристики
насоса (уменьшение частоты вращения вала рабочего колеса насоса) или воздействия на характеристику сети (прикрытие задвижки на напорной линии – дросселирование).
Примечание. Описание технологической схемы производства пива см. в расчете двухсекционного пластинчатого охладителя пива.
322
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Литература
1. Гребенюк С.М. Расчеты и задачи по процессам и аппаратам пищевых производств [Текст] / С.М. Гребенюк, Н.С. Михеева,
Ю.П. Грачёв и [др.]. – М.: Агропромиздат, 1987. – 304 с.
2. Попов В.И. Оборудование предприятий пивоваренной и
безалкогольной промышленности [Текст] / В.И. Попов. – М.: Пищ.
пром., 1974. – 280 с.
3. Попов В.И. Технологическое оборудование предприятий
бродильной промышленности [Текст] / В.И. Попов, И.Т. Кретов,
В.Н. Стабников и [др.]. – М.: Пищ. пром., 1972. – 510с.
4. Балашов В.Е. Практикум по расчетам технологического
оборудования предприятий бродильной промышленности [Текст] /
В.Е. Балашов, И.Т. Кретов, С.Т. Антипов. – М.: Колос, 1992. – 208 с.
5. Тарасов Ф.М. Гидродинамика и теплообмен в аппаратах
молочной промышленности [Текст] / Ф.М. Тарасов. – М.: Пищ.
пром., 1970. – 215 с.
6. Попов В.И. Примеры расчетов по курсу технологического
оборудования предприятий бродильной промышленности [Текст] /
В.И. Попов. – М.: Пищ. пром., 1969. – 152 с.
7. Чубик И.А. Справочник по теплофизическим характеристикам пищевых продуктов и полуфабрикатов [Текст] / И.А. Чубик,
А.М. Маслов. –2-е изд., доп. – М.: Пищ. пром., 1970. – 184 с.
8. Павлов К.Ф. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии учеб. пособие / К.Ф. Павлов, П.Г.
Романков, А.А. Носков; под ред. П.Г. Романкова. 10-е изд., перераб.
и доп. – Л.: Химия, 1987. – 576 с.
9. Логинов А.В. Выбор конструкции и экономически целесообразного режима эксплуатации теплообменных аппаратов
[Текст]: учеб. пособие / А.В. Логинов; Воронеж. гос. технол. ин-т. –
Воронеж, 1991. – 80 с.
10. Семилет З.В. Оросительные теплообменники химических
производств [Текст] / З.В. Семилет. – М.: Машгиз, 1961. – 111 с.
11. Основные процессы и аппараты химической технологии
[Текст]: пособие по проектированию / Г.С. Борисов, В.П. Брыков,
Ю.И. Дытнерский и [др.]; под ред. Ю.И. Дытнерского, – М.: Химия,
1983. – 272 с.
323
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
12. Логинов А.В. Выбор насоса и регулирование его работы
на сеть [Текст]: учеб. пособие / А.В. Логинов, А.А. Смирных; Воронеж. гос. технол. акад. – Воронеж, 1998 – 148 с.
13. Лащинский А.А. Основы конструирования и расчета химической аппаратуры [Текст]: справочник / А.А. Лащинский, А.Р.
Толчинский. – 2-е изд. перераб. и доп.; под ред. Н.Н. Логинова. – Л.:
Машиностроение, 1970. – 753 с.
14. Плановский А.Н. Процессы и аппараты химической технологии [Текст] / А.Н. Плановский, В.М. Рамм, С.З. Каган, 5-е изд.,
стереотип. – М.: Химия, 1968. – 848 с.
15. Маньковский О.Н. Теплообменная аппаратура химических производств. Инженерные методы расчета [Текст] / О.Н.
Маньковский, А.Р. Толчинский, М.В. Александров. – Л.: Химия,
1976. – 367 с.
324
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5.5. Расчет комбинированного конденсатора-холодильника
Содержание
Задание………………………………………………………....
Введение…………………….…………………………….…...
1. Тепловой расчет……………………………………….…...
1.1. Определение тепловой нагрузки аппарата……...….…
1.2. Определение расходов и температур теплоносителей.
1.3. Расчет температурного режима теплообменника…….
1.5. Выбор теплофизических характеристик
теплоносителей…………………………………………
1.6. Ориентировочный расчет площади поверхности
аппарата. Выбор конструкции аппарата и материалов
для его изготовления.……………………......…………
1.7. Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи
и коэффициента теплопередачи……….………………
1.8. Определение площадей теплопередачи………..……..
2. Конструкторский 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. Выбор конструкторской схемы поперечных
перегородок в межтрубном пространстве
конденсатора и расстояния между ними….………….
2.4. Выбор крышек и днищ аппарата...……….……….…...
2.5. Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев,
прокладок и крепежных элементов...………….………
2.6. Определение габаритных размеров аппарата...............
2.7. Проверка необходимости установки
компенсирующего устройства…...…………………….
3. Гидравлический расчет……...…………………………....
325
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.1. Геометрические характеристики тракта воды...……...
3.2. Расчет сопротивления тракта воды……………………
4. Технологическая схема участка ректификации
этилового спирта…………………………………………..
Заключение………………………………………………….
Список использованной литературы….…………………
326
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Задание
Спроектировать конденсатор – холодильник для спиртовых
паров. Пар полностью конденсируется в верхней трубчатой части
холодильника, в нижней змеевиковой части идет охлаждение
конденсата. Холодильник обеспечивает брагоперегонный аппарат
производительностью G дал в сутки спирта – сырца крепостью
88 % об.
Начальная температура охлаждающей воды tн , конечная
tк . Конденсат охлаждается до температуры Tк .
Исходные данные: G = 1250 дал/сутки, tн = 10 °С,
tк = 58 °С, Tк = 14 °С.
327
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Введение
Процессы теплообмена играют важную роль в современной
технике. Они применяются всюду, где возникает необходимость
нагревания или охлаждения среды при ее обработке. Широко используются процессы теплообмена и в пищевой промышленности.
Они обычно протекают в специальных устройствах, которые называются теплообменными аппаратами.
Теплообменными аппаратами называются устройства,
предназначенные для передачи теплоты от одного теплоносителя
к другому, а также осуществления различных процессов: нагревания, охлаждения, кипения, конденсации и др.
Теплообменные аппараты классифицируют по различным
признакам. Например, по способу передачи теплоты их можно
разделить на поверхностные (рекуперативные), регенеративные и
смешения. Требования, предъявляемые к теплообменным аппаратам, в зависимости от конкретных условий применения – различны. Основными требованиями являются:
1) обеспечение наиболее высокого коэффициента теплопередачи при возможно меньшем гидравлическом сопротивлении;
2) компактность и наименьший расход материалов; надежность и герметичность в сочетании с разборностью и доступностью поверхности теплообмена для очистки от загрязнений; технологичность механизированного изготовления широких рядов
поверхностей теплообмена для различного диапазона рабочих
температур, давлений и т. д.
При создании новых более эффективных теплообменных
аппаратов стремятся:
1) уменьшить удельные затраты материалов, труда, средств
и затрачиваемой при работе энергии по сравнению с теми же показаниями существующих теплообменников;
2) повысить интенсивность работы и эффективность аппарата.
Интенсивностью процесса или удельной тепловой производительностью теплообменного аппарата называется количество
теплоты, передаваемого в единицу времени через единицу площади поверхности аппарата при заданном тепловом режиме. На
328
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
интенсивность влияют также форма поверхности теплообмена,
эквивалентный диаметр и компоновка каналов для теплоносителей, обеспечивающая оптимальные скорости движения сред.
Существуют теплообменные аппараты общего и специального назначения.
Теплообменные аппараты общего назначения унифицированы, а специального – могут изготавливаться для комплектования тех или иных установок и иметь значительные отличия от
аппаратов общего назначения.
К числу аппаратов специального назначения может быть
отнесен комбинированный конденсатор – холодильник спиртовых паров брагоректификационной установки, который рассчитывается в настоящем проекте.
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Цель теплового расчета – определение необходимой площади теплопередающей поверхности. Из основного уравнения
теплопередачи
Q
F=
,
(1.1)
K ∆tср
где F – площадь теплопередающей поверхности, м2; Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт; K – коэффициент теплопередачи,
Вт/(м2⋅К); ∆t ср – средний температурный напор, °С.
1.1. Определение тепловой нагрузки аппарата
Тепловой нагрузкой называется количество теплоты Q ,
которое передается в аппарате от горячего теплоносителя к холодному в единицу времени.
Комбинированный конденсатор – холодильник является
двухзонным аппаратом (рис. 1.1). В зоне конденсации пара (верхняя трубчатая часть теплообменника) спиртовые пары полностью
конденсируются и конденсат спирта охлаждается в зоне охлаждения конденсата (нижняя змеевиковая часть теплообменника) до
заданной температуры.
329
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Поэтому общая тепловая нагрузка равна
сумме нагрузок по зонам:
Q = Q1 + Q2 , (1.2)
где Q1 – тепловая нагрузка в зоне конденсации, Вт;
Q2 – тепловая нагрузка в
зоне охлаждения конденсата, Вт.
Для
определения
тепловых нагрузок в зоРис. 1.1. Изменение температур
теплоносителей
нах предварительно вычислим в кг/с расход
спирта, переведя заданную размерность дал/сутки (дал – 10 литров [3]). Тогда, в соответствии с примером расчета [1, 2] и учитывая, что производительность брагоперегонного аппарата задана в
расчете на абсолютный спирт [1, 5], определим количество спирта – сырца крепостью 88 % об., получаемого в течение суток
1250 ⋅ 100
Vс =
= 1420,5 дал.
88
Секундный массовый расход спирта вычислим по формуле
10 Vс ρ с
,
(1.3)
G=
1000 ⋅ 24 ⋅ 3600
где 10 – количество литров в декалитре, дал; ρ с – плотность
спирта концентрации 88 % об.; 1000 – количество литров в м3;
24 – количество часов в сутках; 3600 – количество секунд в часе.
Тогда по формуле (3)
10 ⋅1420 ,5 ⋅ 835,74
G=
= 0,137 кг/с.
1000 ⋅ 24 ⋅ 3600
Значение ρ с = 835,74 кг/м3 определено для водноспиртовой смеси концентрацией 88 % при +20 °С. (Стандартная
крепость – крепость при +20 °С) [1, 4].
Тепловую нагрузку в зоне конденсации определим по уравнению [6-10]
330
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Q1 = G r ,
(1.4)
где G – массовый расход конденсирующегося пара, кг/с;
r – скрытая теплота конденсации спирта заданного состава
(88 % об. – 83,1 % масс).
Для определения тепловой нагрузки в зоне охлаждения
конденсата воспользуемся уравнением [6 – 10]
Q2 = G c (Tн − Tк ) ,
(1.5)
где G – массовый расход охлаждаемого конденсата, кг/с;
c – средняя удельная теплоемкость спирта крепостью 88 % об.;
Tн – температура конденсации спирта – сырца, °С;
Tк – конечная температура охлаждаемого конденсата, °С.
По [5, приложение VI] определяем r и с при крепости
спирта в парах 88 % об. (83,1 % масс.):
r = 1099,7 ⋅103 Дж/кг; c = 3174,3 Дж/(кг·К).
Температура конденсации спирта заданного состава 83,1 %
масс. равна Tн =80,1 °С [5, приложениеVI].
Тогда по уравнению (1)
Q1 = 0,137 ⋅1099,7 ⋅10 3 = 150658 ,9 Вт,
а по уравнению (2)
Q2 = 0,137 ⋅ 3174,3(80,1 − 14) = 28745,5 Вт.
Общая тепловая нагрузка аппарата по формуле (1)
Q = 150658 ,9 + 28745 ,5 = 179404 ,4 Вт.
1.2. Определение расходов и температур теплоносителей
Для проектирования аппарата необходимо определить расход воды и ее температуру tх при переходе из зоны охлаждения в
зону конденсации.
Вода в аппарате используется последовательно для охлаждения жидкого спирта – сырца в нижней змеевиковой части аппарата, а затем для конденсации паров спирта в верхней трубчатой
части.
331
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Необходимый расход воды Gв при заданном температурном режиме определим по формуле [7]
Q = Gв cв ( tк − tн ) χ ,
(1.6)
где Q – тепловая нагрузка в аппарате, Вт; Gв – массовый расход
воды, кг/с; cв – средняя удельная теплоемкость воды, Дж/кг⋅К;
tк , tн – конечная и начальная температуры воды, °С; χ = 1,05 –
коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую
среду.
Предварительно примем среднюю температуру воды
tн + tк 10 + 58
tср =
=
= 34 °С. По [8] этой температуре соответст2
2
Дж
вует cв = 4180
.
кг ⋅ К
Тогда из уравнения (1.6)
Q
179404, 4
Gв =
=
= 0,852 кг/с.
cв ( tк − tн ) χ 4180 ( 58 − 10 )1,05
Температуру воды tк при переходе из холодильника в конденсатор определим из уравнений теплового баланса, составленных для зоны конденсации
Q1 = Gв cв ( tк − tх ) χ ,
или зоны охлаждения конденсата
Q2 = Gв cв ( tх − tн ) χ .
(1.7)
Из уравнений (1.7)
Q1
,
t х = tк −
G в cв χ
или
tх = tн +
Принимая св = 4180
332
Q1
.
Gв cв χ
(1.8)
Дж
, получим по уравнению (1.8)
кг ⋅ К
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
t х = 58 −
150658,9
= 17,7 ºС.
0,852 ⋅ 4180 ⋅ 1,05
или
150658,9
= 17,69 ºС≈17,7 ºС.
0,852 ⋅ 4180 ⋅ 1,05
Значение температуры воды tк при переходе из холодильника в конденсатор, найденное двумя способами оказалось одинаковым, следовательно, расчеты выполнены верно.
t х = 10 +
1.3. Расчет температурного режима теплообменника
При расчете температурного режима определим средние
разности температур между теплоносителями ∆ tср и средние
температуры теплоносителей в зонах конденсации (верхней части
– конденсаторе) и охлаждения конденсата (нижней части – холодильнике).
Конденсатор
Рис. 1.2. Схема движения теплоносителей в зоне конденсации
∆tб 62, 4
=
= 2,82 > 2 , следовательно, средний температур∆tм 22,1
ный напор между конденсирующимся паром и водой [6 - 10]
∆t − ∆tм
∆tср = б
,
(1.9)
∆t
2,3lg б
∆tм
где ∆tб , ∆tм – большая и меньшая разности температур по концам расчетной схемы, ºС.
333
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
По уравнению (1.9)
62, 4 − 22,1
= 38, 75 ºС.
62, 4
2,3lg
22,1
Средние температуры теплоносителей определяем по методике [7, 8]: средняя температура теплоносителя, температура которого меняется на меньшее число градусов, определяется как
среднеарифметическое между начальной и конечной. Следовательно, для пара этилового спирта
T + Т н 80,1 + 80,1
Tср.к = н
=
= 80,1 ºС.
2
2
Для второго теплоносителя (воды)
tср.к = Tср.к − ∆tср = 80,1 − 38,75 = 41,35 ºС.
∆tср =
Холодильник
Рис. 1.3. Схема движения теплоносителей в холодильнике
∆tб 62,4
=
= 15,6 > 2 , следовательно, средний температур∆tм
4
ный напор между конденсатом спирта и водой по формуле (1.9)
62, 4 − 4
∆t ср =
= 21, 24 ºС.
62, 4
2,3lg
4
Средняя температура воды
10 + 17, 7
= 13,85 ºС,
t ср.х =
2
а средняя температура конденсата спирта
Т ср.х = 13,85 + 21, 24 = 35,1 ºС.
334
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.4. Выбор теплофизических характеристик теплоносителей
Теплофизические свойства теплоносителей определяем при
их средних температурах из справочных и учебных пособий и
заносим в табл. 1.1 (для конденсатора) и табл. 1.2 (для холодильника).
Таблица 1.1
Теплофизические свойства теплоносителей в конденсаторе
Пространство и
процесс
41,35
Ссылка
на источник
[8]
ρ2
991,5
[8]
с2
4180
[8]
λ2
0,635
[8]
ν2
0,646⋅10-6
[8]
β2
3,95⋅10-4
[8]
Pr2
4,21
[8]
Средняя
температура
конденсата, °С
Плотность, кг/м3
Tср.к
80,1
ρ1
835
[4]
Удельная теплоемкость,
Дж/кг⋅К
Теплопроводность,
Вт/м⋅К
Динамическая вязкость,
Па⋅с
Теплота конденсации,
Дж/кг
с1
3757,0
[4, 5]
λ1
0,196
[3]
µ1
0,563⋅10-3
[3, 5]
r
1099,7⋅103
[5]
Физические величины
Средняя температура
воды, °С
Плотность, кг/м3
Трубное пространство (охлаждение воды)
Удельная теплоемкость,
Дж/кг⋅К
Теплопроводность,
Вт/м⋅К
Кинематическая вязкость, м2/с
Коэффициент объемного расширения, К-1
Число Прандтля
Межтрубное
пространство
(конден- сация
паров спирта)
Обозначения
tср.к
Числовые
значения
335
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 1.2
Теплофизические свойства теплоносителей в холодильнике
Пространство и
процесс
Трубное пространство (охлаждение
конденсата спирта)
Межтрубное пространство (нагревание воды)
Физические величины
Обозначения
Числовые
значения
Ссылка
на источник
Средняя температура конденсата
спирта, °С
Плотность, кг/м3
Tср.х
35,1
ρ1
841,3
[3]
Средняя теплоемкость, Дж/кг⋅К
с1
3042,4
[4]
Теплопроводность,
Вт/м⋅К
Число Прандтля
λ1
0,200
[2]
Pr = µ ⋅ c / λ
19,44
Динамическая вязкость, Па⋅с
Средняя температура воды, °С
Плотность, кг/м3
µ1
1,278⋅10-3
[2,4]
tср.х
13,85
[8]
ρ2
999,2
[8]
Удельная теплоемкость, Дж/кг⋅К
с2
4190
[8]
Теплопроводность,
Вт/м⋅К
Кинематическая
вязкость, м2/с
Коэффициент объемного расширения, К-1
Число Прандтля
λ2
0,584
[8]
ν2
1,195⋅10-6
[8]
β2
1,13⋅10-4
[8]
Pr
8,56
[8]
1.5. Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата.
Выбор конструкции аппарата и материалов для его
изготовления
Ориентировочным расчетом называется расчет площади
поверхности аппарата по уравнению (1) по значению К, принято336
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
му ориентировочно на основании опытных данных [7, 10].
На основании [1, 2] и приведенного примера расчета примем коэффициент теплопередачи для:
- холодильника К х =180 Вт/(м2⋅К);
- конденсатора К к =300 Вт/(м2⋅К).
По уравнению (1) необходимая площадь поверхности теплопередачи:
- холодильника
28745,5
Fх =
= 7, 25 м2;
180 ⋅ 21, 24
- конденсатора
150658,9
Fк =
= 12,96 м2.
300 ⋅ 38, 75
На основании рабочего чертежа комбинированного конденсатора-холодильника и примера расчета [1] для изготовления
труб конденсатора и змеевика холодильника используем медную
тянутую трубу диаметром 38×2,5 мм, коэффициент теплопроводности меди λм =330 Вт/(м⋅К). Число труб в конденсаторе п = 127
шт. (длина труб определится расчетом).
Для определения коэффициентов теплоотдачи α 1 и α 2 необходимо определить некоторые конструктивные элементы теплообменника.
Выберем способ размещения труб по сторонам правильных
шестиугольников (вершинам равносторонних треугольников). При
закреплении труб в трубной решетке развальцовкой шаг t принимают в зависимости от наружного диаметра d н по формуле [12]
t = (1,3...1,5) d н ,
(1.10)
Примем t = 1,4 d н , тогда по формуле (1.10) шаг расположения труб
t = 1, 4 ⋅ 38 = 53, 2 мм.
При числе труб в одноходовом теплообменнике п = 127
шт., число труб по диагонали шестиугольника n d = 12 шт., а по
стороне шестиугольника – 7 шт. [1].
337
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Диаметр трубной решетки, или внутренний диаметр кожуха
теплообменника D определим по формуле [12]
(1.11)
D = ( nd − 1) t + 4 d н ,
где n d – число труб, размещающееся на большей диагонали шестиугольника, n d = 13 шт.; t – шаг размещения труб в трубной
решетке, t = 53,2 мм; d н – наружный диаметр теплообменных
труб, dн = 38 мм.
Тогда по формуле (1.11)
D = (13 − 1)0,0532 + 4 ⋅ 0,038 = 0,79 м.
Принимаем внутренний диаметр кожуха аппарата D = 0,8 м.
1.6. Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи и
коэффициента теплопередачи
Приближенным называется расчет коэффициентов теплоотдачи α 1 и α 2 по формулам и уравнениям, не учитывающим
влияния температуры поверхности стенки.
Конденсатор. Формула для приближенного расчета коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке вертикальных труб имеет вид [1, 7 – 8]
ρ 2n d
,
(1.12)
µ D
где λ , ρ , µ – теплопроводность, плотность и динамическая вязкость конденсата паров этилового спирта при температуре конденсации, соответственно, Вт/(м⋅К), кг/м3 и Па⋅с (см. табл. 1.1);
n – число вертикальных труб в конденсаторе, шт.; d – наружный
диаметр теплообменных труб в конденсаторе, м; D – массовый
расход конденсирующегося пара, кг/с, D = G .
По формуле (1.12)
α 1 = 3,79 λ
3
Вт
835 2 ⋅ 127 ⋅ 0,038
= 2582,3 2
.
−3
0,563 ⋅ 10 ⋅ 0,137
м ⋅К
Чтобы выбрать расчетное уравнение для определения коα 1 = 3,79 ⋅ 0,179 3
338
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
эффициента теплоотдачи при вынужденном движении воды по
трубам конденсатора, необходимо установить ее режим движения.
Площадь поперечного сечения всех трубок конденсатора
2
π d вн
n
S тр =
,
(1.13)
4 z
где d вн – внутренний диаметр теплообменной трубки, м; n –
число трубок в конденсаторе, шт.; z – число ходов теплообменника.
Тогда, по формуле (1.13)
3,14 ⋅ 0,0332 127
S тр =
= 0,109 м2.
4
1
Из уравнения расхода определим скорость движения воды
Gв
ϑ=
,
(1.14)
ρв S тр
где Gв – массовый расход воды через конденсатор, кг/с; ρв –
плотность воды при ее средней температуре в конденсаторе, кг/м3;
S тр – площадь поперечного сечения всех трубок конденсатора, м2.
По формуле (1.14)
0,852
= 0,0079 м/с.
991,5 ⋅ 0,109
Режим движения воды в трубках конденсатора установим
по значению критерия Рейнольдса
ϑ d вн
Re =
,
(1.15)
ν2
где ϑ – скорость движения воды в трубках конденсатора, м/с;
dвн – внутренний диаметр теплообменной трубки, м; ν2 – кинематическая вязкость воды при ее средней температуре в конденсаторе, м2/с.
По формуле (1.15)
0,0079 ⋅ 0,033
Re =
= 402,6 .
0,646 ⋅10 − 6
ϑ=
339
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Так как Re >2320, то режим движения воды в трубках конденсатора ламинарный.
Для расчета интенсивности теплоотдачи при ламинарном
режиме движения в трубах и каналах рекомендуется уравнение
[9] – движение холодного теплоносителя вверх внутри вертикальной трубы
Nu = 0,63( Re⋅ Pr ) ( Gr ⋅ Pr ) ,
(1.16)
где Re – критерий Рейнольдса; Nu – число Нуссельта; Pr –
критерий Прандтля; Gr – критерий Грасгофа, рассчитываемый
0,2
0,1
по формуле
3
g d вн
β ∆t ,
(1.17)
ν2
где dвн – внутренний диаметр теплообменной трубки конденсатора, м; ν – кинематическая вязкость воды при ее средней температуре в конденсаторе, м2/с; β – коэффициент объемного расширения, К-1; ∆t – разность температур между поверхностью стенки и водой, °С.
Поскольку температура поверхности стенки неизвестна и
может быть найдена только методом последовательных приближений [7], то в приближенном расчете конденсатора примем
∆ t =10 °С, тогда по формуле (1.17)
Gr =
Gr =
9,81 ⋅ 0,0333
3,95 ⋅ 10−4 ⋅ 10 = 3,37 ⋅ 106 ,
( 0,646 ⋅10 )
−6 2
а по формуле (1.16)
Nu = 0,63( 402,6 ⋅ 4,21)
0,2
( 3,37 ⋅10
6
)
⋅ 4,21
0,1
= 12,59 .
α 2 ⋅ dвн
, то коэффициент теплоотдачи от
λ2
стенки трубки конденсатора к воде
Nu λ2 12,59 ⋅ 0,635
α2 =
=
= 242, 2 Вт/(м2⋅К).
dвн
0,033
Для расчета коэффициента теплоотдачи К , Вт/м2⋅К, через
Так как Nu =
340
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
тонкую цилиндрическую стенку ( dвн > 0,5dн ) с достаточной степенью точности применяют формулу для плоской поверхности [7]
1
К=
,
(1.18)
1
1
+ ∑ rст +
α1
α2
где α1 , α2 – коэффициенты теплоотдачи от горячего и холодного
теплоносителей, Вт/(м2⋅К);
∑ rст
– сумма термических сопро-
тивлений всех слоев, из которых состоит стенка, включая слои
загрязнения, (м2⋅К)/Вт.
Они определяются по формуле
δ
(1.19)
∑ rст = rзагр1 + λст + rзагр2 ,
ст
где rзагр1 , rзагр2 – тепловые сопротивления загрязнений со стороны горячего и холодного теплоносителей, (м2⋅К)/Вт; δ ст – толщина теплопередающей стенки, м; λст – коэффициент теплопроводности материала стенки, Вт/м⋅К.
Имеющиеся в литературе и в нормативной документации
рекомендации по оценке величины термических сопротивлений
некоторых видов загрязнений во многих случаях противоречивы,
недостаточно обоснованы и неконкретны, поэтому рекомендации
по их выбору обычно имеют ограниченные области применения и
являются ориентировочными [7].
Ориентируясь на пример расчета 4 – 19 [8], примем
rзагр1 = rзагр2 =
1
= 0,000172 (м2⋅К)/Вт.
5800
Коэффициент теплопередачи в конденсаторе по формуле (1.18)
К=
Вт
1
.
= 205,4 2
1
0,0025
1
м ⋅К
+ 0,000172 +
+ 0,000172 +
2582 ,3
330
242, 2
Анализируя полученное значение коэффициента теплопередачи в конденсаторе, приходим к выводу, что его значение
очень мало. Так как коэффициент теплопередачи К оказался
341
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
меньше меньшего значения α 2 , то для увеличения коэффициента
теплопередачи К необходимо увеличить α 2 . Наиболее доступным и применяемым на практике способом увеличения коэффициента теплоотдачи является увеличение скорости движения воды. Для этого необходимо уменьшить площадь поперечного сечения трубок конденсатора. Этого можно достичь уменьшением
диаметра теплообменных трубок в конденсаторе и их числа.
Ориентируясь на рабочий чертеж комбинированного конденсатора – холодильника и [1] выбираем медную тянутую теплообменную трубу диаметром 32×2 мм ( dвн = 0,028 м), их число в
конденсаторе – n =37 шт.
По формуле (1.12) коэффициент теплоотдачи от пара к стенке
Вт
835 2 ⋅ 37 ⋅ 0,028
= 1551,5 2
.
−3
0,563 ⋅ 10 ⋅ 0,137
м ⋅К
Площадь поперечного сечения всех трубок конденсатора по
формуле (1.13)
3,14 ⋅ 0,0282 37
S тр =
⋅
= 0,0228 м2.
4
1
Скорость движения воды в трубках конденсатора по формуле (1.14)
0,852
ϑ=
= 0,038 м/с.
991,5 ⋅ 0,228
Скорость движения воды в трубках конденсатора значительно возросла и стала соизмеримой с примером расчета в [1].
Критерий Рейнольдса по формуле (1.15)
0,038⋅ 0,028
Re =
= 1647,0 .
0,646 ⋅ 10−6
Режим движения вновь ламинарный ( Re <2320).
По формуле (1.17)
9,81 ⋅ 0,0283
Gr =
3,95 ⋅ 10−4 ⋅ 10 = 2,03 ⋅ 106 ,
2
0,646 ⋅10−6
α 1 = 3,79 ⋅ 0,196 3
(
тогда по формуле (1.16)
342
)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Nu = 0,63 (1647 ⋅ 4,21)
0,2
( 2,03 ⋅10 ⋅ 4,21)
6
0,1
= 18,21 .
а
18,21⋅ 0,635
= 413,0 Вт/(м2⋅К).
0,028
По формуле (1.18)
α2 =
К=
Вт .
1
= 292,9 2
1
0, 002
1
м
⋅К
+ 0, 000172 +
+ 0,000172 +
1551,5
330
413, 0
Увеличение коэффициента теплопередачи достигнуто, но
незначительное.
Определим приближенно необходимую площадь поверхности конденсатора Fк и высоту теплообменных трубок в нем Н .
По формуле (1.1)
150658,9
Fк =
= 13,27 м2.
292,9 ⋅ 38,75
Так как коэффициент теплоотдачи со стороны воды значительно меньше, чем со стороны конденсирующегося пара
(413,0<1551,5), то площадь поверхности теплопередачи необходимо определять по внутреннему диаметру теплообменной трубки [8, 9].
Тогда
Fк = π d вн Н n ,
откуда
Fк
13, 27
Н =
=
= 4, 08 м,
π d вн n 3,14 ⋅ 0, 028 ⋅ 37
где Н – длина теплообменной трубки между верхней и нижней
трубными решетками, м.
Высота трубчатой части аппарата получилась значительной, поэтому дальнейшего увеличения коэффициента теплопередачи уменьшением диаметра аппарата (уменьшением количества
и диаметра теплообменных труб и увеличением их длины) добиваться не следует.
Холодильник. Он представляет собой корпус с расположенным в нем змеевиком из медной тянутой трубы диаметром
343
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
32×2 мм. Внутренний объем змеевика соединим с межтрубным
пространством конденсатора, поэтому конденсат пара этилового
спирта движется внутри змеевика. Охлаждающая вода поступает
в корпус холодильника снизу и движется вверх к трубкам конденсатора, омывая наружную поверхность змеевика. Для увеличения скорости движения воды относительно поверхности змеевика внутрь него помещается полая вставка (рис. 1.4).
Для определения скорости движения воды относительно
поверхности
змеевика определим и выберем:
Dк – внутренний
диаметр корпуса
холодильника
(равной внутреннему
диаметру
корпуса конденсатора), м; Dвст –
Рис. 1.4. Схема размещения змеевика и полой
диаметр
полой
вставки в корпусе холодильника
вставки, м; Dзм –
диаметр змеевика (между осями образующей трубы), м.
По формуле (1.10) рассчитаем шаг размещения теплообменных труб в трубных решетках конденсатора
t = 1,5 ⋅ 0,032 = 0,048 м.
Принимая шаг t =50 мм (0,05 м), число труб в конденсаторе
n =37 шт. по формуле (1.11) определим внутренний диаметр корпуса конденсатора (а, следовательно, и змеевиковой части аппарата – холодильника)
D = Dк = ( 7 − 1) 0, 05 + 4 ⋅ 0, 032 = 0, 428 м,
где 7 – число труб по диагонали шестиугольника и общем числе
труб в правильном шестиугольнике n = 37 шт. [1].
Принимаем Dк = 0,42 м (см. рабочий чертеж).
Змеевик в аппарате размещают так, чтобы он по своей высоте находился в жидкости и со всех сторон не доходил до стенок
аппарата на 0,25 – 0,4 м [12].
344
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Примем расстояние между осями образующей трубы
Dзм =320 мм (0,32 м). Тогда расстояние от поверхности змеевика
0,42 − 0,32 0,032
+
= 0,034 м и отвечает рекодо стенок корпуса
2
2
мендациям [12].
Примем расстояние от внутренней поверхности змеевика
до наружной поверхности полой вставки таким же, как расстояние от наружной поверхности змеевика до стенки корпуса холодильника 0,034 м. Тогда наружный диаметр полой вставки
Dвст = Dк − ( 4 ⋅ 0, 034 + 2d тр ) = 0, 42 − ( 4 ⋅ 0,034 + 2 ⋅ 0,032 ) = 0, 220 м.
Итак, Dк =0,42 м, Dзм =0,32 м, Dвст =0,220м.
Определим площадь сечения канала для прохода воды
(площадь межзмеевикового канала)
π
2
− Sзм ,
Sм.з = Dк2 − Dвст
(1.20)
4
где S зм – площадь сечения одного витка змеевика,
S зм = π Dзм d тр = 3,14 ⋅ 0,32 ⋅ 0,032 = 0,032 м2.
(
)
По формуле (1.20)
3,14
Sм.з =
0,422 − 0,222 − 0,032 = 0,0684 м2.
4
По уравнению (1.14) скорость воды, омывающей змеевик
0,852
ϑн =
= 0,0126 м/с.
991,5 ⋅ 0,0684
Для установления режима движения воды в канале со змеевиком вычислим его эквивалентный диаметр по формуле
4 Sм.з
d экв =
,
(1.21)
П
где Sм.з = 0,0684 м2 – площадь межзмеевикового канала, м2;
П – смоченный периметр, м.
Смоченный периметр
П = π ( Dвст + Dк + Dзм.вн + Dзм.н ) =
(
)
= 3,14 ( 0,22 + 0, 42 + 0,288 + 0,352 ) = 4,02 м,
345
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где Dзм.вн = Dзм − d тр = 0,32 − 0,032 = 0,288 м – внутренний диаметр змеевика, м;
Dзм.н = Dзм + d т = 0,32 + 0,032 = 0,352 м.
По формуле (1.21)
4 ⋅ 0,0684
dэкв =
= 0,0681 м.
4,02
Режим движения воды в канале со змеевиком по формуле
(1.15)
0,0125 ⋅ 0,0681
Re 2 =
= 717,9 .
1,195 ⋅10 − 6
Так как Re <2320, то режим движения ламинарный.
Так как весь конденсат этилового спирта из межтрубного
пространства конденсатора направляется внутрь змеевика, то
скорость его движения в змеевике по формуле (1.14)
4 ⋅ 0,137
= 0,265 м/с.
ϑвн =
841,3 ⋅ 3,14 ⋅ 0,0282
Режим движения конденсата этилового спирта (по формуле
(1.15)
0, 265 ⋅ 0,028 ⋅ 841,3
Re1 =
= 4876 .
1,278 ⋅10 −3
Согласно [13] при Re >4000 режим движения турбулентный, а интенсивность теплоотдачи от конденсата спиртовых паров к стенке змеевика может быть описана уравнением [14]

d 
Nu1 = 0,023 Re10,8 Pr10,4 1 + 3,54 вн 
Dзм  ,

(1.22)
где d вн – внутренний диаметр трубы змеевика, м; Dзм – диаметр
витка змеевика, м.
По формуле (1.22)
0,028 

Nu1 = 0,023 ⋅ 48760,819,440,4 1 + 3,54
= 88,15 ,
0,32 

а
346
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Nu1 λ1 88,15 ⋅ 0,200
=
= 629,8 Вт/(м2⋅К).
d вн
0,028
Для расчета интенсивности теплоотдачи от стенки змеевика
к воде воспользуемся уравнением [9]
α1 =
Nu 2 = 1,16 ( dэкв Re2 )
0,6
Pr0,33 ,
(1.23)
где d экв – эквивалентный диаметр канала со змеевиком, м.
По формуле (1.23)
Nu 2 = 1,16 ( 0,0681⋅ 717,9 ) 8,560,33 = 24,29 ,
0,6
а
Nu 2 λ2 24, 29 ⋅ 0,584
=
= 208,3 Вт/(м2⋅К).
d экв
0,0681
Загрязнения по обе стороны стенки змеевика (со стороны
спирта и воды) примем такими же, как и в трубчатой (верхней)
части аппарата. Тогда по формуле (1.18)
α2 =
К=
Вт
1
= 148, 4 2
.
1
0,002
1
м ⋅К
+ 0,000172 +
+ 0,000172 +
629,8
330
208,3
Необходимая площадь поверхности холодильника (змеевика) по уравнению (1.1)
28745,5
Fх =
= 9,12 м2.
148,4 ⋅ 21, 24
1.7. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи и
коэффициента теплопередачи
Расчет коэффициентов теплоотдачи с учетом температуры
стенки называется уточненным. Температуры поверхностей стенки при этом рассчитывают методом последовательных приближений [7].
Конденсатор. Температура конденсации спирта – сырца
крепостью 88 % об. равна Tср = 80,1 °С. Из приближенного расчета
конденсатора
удельная
тепловая
нагрузка
347
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
q1 = Kк ∆tср.к = 292,9 ⋅ 38,75 = 11349,9 Вт/м2.
Для первого приближения задаемся значением температуры
поверхности стенки, равным [7]
q
11349,9
= 72,78 ºС.
( tст1 )I = Tср − 1 = 80,1 −
α1
1551,5
Для расчета коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к вертикальной поверхности теплообмена трубок
конденсатора воспользуемся уравнением [7, 8]
λ3 ρ 2 r g
,
(1.24)
α 1 = 1,15 4
µ ∆t H
где λ , ρ , µ – теплопроводность, плотность и вязкость конденсата
T +t
при температуре пленки tпл = н ст1 . В [8] указывается, что ко2
гда разность температур конденсации и стенки ( tконд − tст1 ) не
превышает 30 – 40 оС, то с достаточной точностью значения λ ,
ρ и µ выбирают при температуре конденсации; ∆t – разница
температур конденсации и стенки, 0С; r – скрытая теплота конденсации, Дж/кг; g – ускорение свободного падения, м/с2; H –
высота теплообменных труб, м.
Так как из приближенного расчета H = 4,02 м, то по формуле (1.24)
(α1 ) I = 1,15 4
0,196 3 ⋅ 835 2 ⋅ 1099, 7 ⋅ 103 ⋅ 9,81
2
= 1563, 71 Вт/(м ⋅К).
−3
0,563 ⋅ 10 ( 80,1 − 72, 78 ) 4, 02
Удельная тепловая нагрузка со стороны спирта
( q1 )I = (α1 )I (Tн − tст1 ) = 1563,71( 80,1 − 72,78) = 11446,3 Вт/м2.
Термические сопротивления стенки и загрязнений (см.
подраздел 1.6)
0,002
∑ rст = 0,000172 + 330 + 0,000172 = 0,00035 м2⋅К/Вт,
тогда температура поверхности стенки со стороны воды
( tст2 )I = ( tст1 )I − ( q1 )I ∑ rст = 72,78 − 11446,3 ⋅ 0,00035 = 68,77 ºС.
Для расчета интенсивности теплоотдачи от стенки трубки
348
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
конденсатора к протекающей внутри нее воде по уравнению
(1.16) рассчитаем значение критерия Грасгофа по уравнению
(1.17) с учетом разности температур поверхности стенки и средней температурой воды ∆t = 68,77 − 41,35 = 27,42 ºС (в приближенном расчете ∆t принималась равной 10 ºC).
По уравнению (1.17)
9,81 ⋅ 0,0283
Gr =
3,95 ⋅ 10−4 ⋅ 27,42 = 5,57 ⋅ 106 ,
−6 2
0,646 ⋅ 10
(
)
тогда по формуле (1.16)
Nu = 0,63 (1647 ⋅ 4,21)
0,2
( 5,57 ⋅10
6
)
⋅ 4,21
0,1
= 20,16 ,
а
20,16 ⋅ 0,635
= 457, 28 Вт/(м2⋅К).
0,028
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды
(α 2 )I =
( q2 )I = (α 2 )I ( tст2 − tср2 ) = 457,28 ( 68,77 − 41,35) = 12538,7
Вт/м2.
Средняя удельная тепловая нагрузка
(q ) + (q )
( qср )I = 1 I 2 2 I = 11446,3 +2 12538,7 = 11992,5 Вт/м2.
Отклонение удельных тепловых нагрузок со стороны пара к
воде в первом приближении составляет
∆=
( q2 ) I − ( q1 ) I
(q )
100 % =
ср I
12538,7 − 11446,3
⋅ 100 % = 9,1 %.
11992,5
Отклонение превышает 5 %, поэтому расчет продолжаем
[7], выполняя второе приближение.
Примем
( tст1 )II = Tн −
( qср )I = 80,1 − 11992,5 = 72, 43 ºС.
(α1 )I
1563,71
По формуле (1.24)
(α1 )I = 1,15 4
0,1963 ⋅ 8352 ⋅ 1099, 7 ⋅ 10 3 ⋅ 9,81
2
= 1540, 6 Вт/(м ⋅К).
0,563 ⋅ 10 −3 ( 80,1 − 72, 43 ) 4,02
349
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Удельная тепловая нагрузка со стороны спирта
( q1 )II = (α1 )II (Tн − tст1 ) = 1540,6 (80,1 − 72,43) = 11816,4 Вт/м2.
Температура поверхности стенки со стороны воды
( tст2 )II = ( tст1 )II − ( q1 )II ∑ rст = 72,43 − 11816,4 ⋅ 0,00035 = 68,29 ºС.
Разница температуры поверхности стенки и средней температуры воды ∆t = 68,77 − 41,35 = 27,42 ºC, а критерий Грасгофа
Gr =
9,81 ⋅ 0,0283
( 0,646 ⋅10 )
−6 2
3,95 ⋅ 10−4 ⋅ 26,94 = 5, 47 ⋅ 106 .
По формуле (1.16)
Nu = 0,63(1647 ⋅ 4,21)
0,2
а
( 5,47 ⋅10 ⋅ 4,21)
6
0,1
= 20,126 ,
20,126 ⋅ 0,635
= 456, 4 Вт/(м2⋅К).
0,028
Удельная тепловая нагрузка со стороны воды
( q2 )I = (α 2 )II tст2 − tср2 = 456,4 ( 68,29 − 41,35) = 12296,3 Вт/м2.
(α 2 )II =
(
)
Средняя удельная тепловая нагрузка во втором приближении
( q1 )II + ( q2 )II
11816, 4 + 12296,3
=
= 12056, 4 Вт/м2.
2
2
Отклонение удельных тепловых нагрузок со стороны пара
и воды во втором приближении составляет
( q2 )II − ( q1 ) II
12296,3 − 11816, 4
∆=
100 % =
⋅ 100 % = 3,98 %.
12056, 4
( qср )
( qср )II =
II
Отклонение не превышает 5 %, поэтому расчет температур
поверхностей трубки конденсатора и коэффициентов теплоотдачи со стороны пара и воды закончен.
Коэффициент теплопередачи по формуле (1.18)
1
2
Кк =
= 313, 48 Вт/(м ⋅К).
1
1
+ 0, 00035 +
1540, 6
456, 4
Схема процесса теплопередачи в конденсаторе выглядит
следующим образом (рис. 1.5).
350
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Сопоставляя значения коэффициентов теплопередачи, найденные в
приближенном расчете,
К к = 292,9 Вт/(м2⋅К) и в
уточненном расчете
К к = 313, 48 Вт/(м2⋅К) видим, что их значения отличаются на
313,48 − 292,9
100 % = 6,57 %,
313,48
что составляет незначительную величину. По
Рис. 1.5. Схема процесса теплопередачи этой причине выполнение
уточненного расчета для холодильника (змеевиковой части аппарата) выполнять не будем.
1.8. Определение поверхностей теплопередачи
Необходимые площади теплопередающих поверхностей
конденсатора и холодильника определим по уравнению (1.1):
150658,9
Fк =
= 12, 4 м2;
313, 48 ⋅ 38,75
28745,5
Fх =
= 9,12 м2.
148,4 ⋅ 21,24
351
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЕТ
Целью конструкторского расчета комбинированного конденсатора-холодильника является окончательный выбор материалов для его изготовления, способа размещения труб в трубной
решетке и крепления труб в решетке, определение диаметра и
высоты корпуса конденсатора и холодильника (габаритных размеров аппарата), выбор крышек и днищ аппарата, расчет диаметров штуцеров для ввода и вывода теплоносителей, опор аппарата
и др.
2.1. Выбор конструктивных материалов для изготовления
аппарата
Теплообменные трубы и змеевик изготавливают из меди
технической М3 ГОСТ 859-66 [15]. Используем трубу тянутую по
ГОСТ 617-64 [15] диаметром 32×2 мм (внутренний диаметр трубы d вн = 0,028 м).
Корпус конденсатора (верхней части аппарата) также изготавливают из меди М3 ГОСТ 859-66 как изделия, в процессе работы аппарата соприкасающегося с продуктом – спиртом этиловым. Из меди М3 ГОСТ 859-66 изготавливаем штуцера для ввода
пара в межтрубное пространство конденсатора и вывода из него
конденсата, а также фланцы змеевика. Две трубные решетки изготавливают из латуни ЛС 59-1 ГОСТ 1019-47.
Корпус холодильника, его днище и штуцер для ввода воды
изготавливаем из стали ВСт3сп5 ГОСТ 14637-79, так как эти изделия в процессе работы аппарата соприкасаются только с водой.
2.2. Выбор трубных решеток, способов размещения и крепления
в них теплообменных труб и трубных решеток к корпусу
Трубная решетка представляет собой диск, в котором высверлены отверстия под теплообменные трубки, и служит вместе
с трубками для разделения трубного и межтрубного пространства.
352
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для надежного крепления трубок в трубных решетках их
толщина должна быть не менее
d
(2.1)
S реш(min) = н + C ,
8
где dн – наружный диаметр теплообменных трубок, м;
C – надбавка, для цветных металлов, C =10 мм.
По формуле (2.1)
32
S реш(min) =
+ 10 = 14 мм.
8
Отверстия в трубных решетках
размещаем по вершинам равносторонних треугольников (рис. 2.1) или сторонам правильных шестиугольников.
Поскольку материал трубных решеток – латунь ЛС 59-1 ГОСТ 1019-47,
то для сохранения ее прочностных характеристик шаг размещения отверстий
под трубы выбираем t = 50 мм (см. рабочий чертеж аппарата).
Рис. 2.1. Размещение
Число труб в аппарате n =37 шт. С
отверстий в решетке
учетом выбранного шага их расположение в трубной решетке изображено на рис. 2.2.
Внутренний диаметр корпуса конденсатора рассчитываем
по формуле (1.11)
Dк = ( n D − 1) t + 4 d н = ( 7 − 1) 0, 05 + 4 ⋅ 0, 032 = 0, 428 м,
где n D = 7 шт. – число труб по диагонали шестиугольника и общем
числе труб в правильном шестиугольнике n = 37 шт. (см. рис. 2.2).
Толщину корпуса конденсатора из меди принимаем
δ = 2,0 м.
Крепление труб в трубной решетке должно быть прочным,
герметичным и обеспечивать их легкую замену. Способ крепление труб выбирают по нормали ОН 26-02-13-66. Выбираем крепление труб развальцовкой (рис. 2.3). При этом конец трубы,
вставленный с минимальным размером в отверстие трубной решетки, расширяется изнутри раскаткой роликами специального
353
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
инструмента, называемого вальцовкой.
Трубы деформируется, увеличивается по диаметру,
приходит в соприкосновение со стенкой отверстия трубной решетки, заполняет зазоры между
поверхностями
соприкосновения, чем
достигается
плотность и прочность
соединения. В процессе развальцовки
Рис. 2.2. Размещение труб в трубной решетке металл трубы получает остаточную деформацию, а прилегающий к трубе металл трубной решетки –
упругую деформацию от трубы. Эти деформации создают силы
трения между поверхностями, обеспечивающие необходимую
прочность.
Способы крепления трубных решеток в аппаратах весьма
разнообразны.
Трубные
решетки
проектируемого конденсатора изготовлены из латуни, корпус
– из листовой меди,
поэтому их взаимное
герметическое соедиРис. 2.3. Крепление труб развальцовкой
нение обеспечивается
отбортовкой корпуса конденсатора на край трубной решетки и
пайка соединения латунным припоем ПОС 40 [15] (рис. 2.4).
354
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.4. Конструкция узла крепления трубной решетки в аппарате: 1 –
трубная решетка; 2 – теплообменная труба; 3 – корпус конденсатора
2.3. Выбор конструкторской схемы поперечных перегородок
в межтрубном пространстве конденсатора и расстояния
между ними
Рис. 2.5. Схема течения пленки
конденсата через «сплошную»
перегородку: 1 – перегородка;
2 – теплообменная трубка
Для более эффективной
работы конденсатора в его межтрубном пространстве устанавливаются опорные перегородки,
обеспечивающие поддержание
расстояния между трубами при
температурных расширениях [7].
Конструктивно перегородки выполняются сплошными без вырезов но с отверстиями, обеспечивающими течение пленки кон-
денсата по трубе (рис. 2.5).
Выбираем максимальное расстояние между латунными городками при диаметре теплообменных труб 32×2 мм – h = 800
мм. При расстоянии между трубными решетками (высота теплообменных труб) порядка 4000 мм (см. тепловой расчет) число перегородок n = 5 шт.
2.4. Выбор крышек и днищ аппарата
Так как диаметр аппарата d ≈ 420 мм, то используем в нем
плоские крышки и днищ.
355
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При этом ввод в холодильник (змеевиковую часть аппарата)
осуществляем через днище, непосредственно соединённую с
фланцами корпуса холодильника (рис. 2.6), а вывод воды из конденсатора – через распределительную камеру с плоской решеткой
и расположенный в её обечайка штуцер (рис. 2.7).
Рис. 2.6. Днище аппарата: 1 – штуцер ввода воды 2 – днище; 3 – фланец
корпуса холодильника; 4 – обечайка холодильника
Рис. 2.7. Крышка аппарата с распределительной камерой: 1 – обечайка
камеры; 2 – фланцы камеры; 3 – крышка; 4 – штуцер; 5 – прокладка
Распределительная камера собирает в единый поток воду,
протекающую по 37 теплообменным трубам, и обеспечивает её
вывод из аппарата
Высота распределительной камеры должна быть не менее
(2.2)
H = Dф + (1...3) h ,
где Dф – диаметр фланца штуцера на распределительной камере
356
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
(см.подраздел 2.5); h – высота фланца на обечайка распределительной камеры, м
По формуле (2.2)
H = 195 + 2 ⋅ 21 = 237 мм.
2.5. Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и
крепежных элементов
Присоединение трубопроводов к теплообменному аппарату
осуществляется при помощи фланцев. Фланцевые штуцеры обеспечивают разъемное соединение. Диаметр штуцера зависит от
расхода и скорости теплоносителя и определяется из уравнения
расхода по формуле
(2.3)
d ш = 4 V / (π ϑ ) ,
3
где V – объемный расход теплоносителя через штуцер, м /с; ϑ –
скорость движения теплоносителя в штуцере, м/с.
Диаметр парового штуцера определим по формуле (2.3),
принимая скорость движения ϑп = 25 м/с
4 ⋅ 0,137
= 0, 074 м,
3,14 ⋅ 1, 26
где ρ п = 1,26 кг/м3 – плотность насыщеных водно-спиртовых паров при содержании спирта 88,0 % об [3].
Штуцером для вывода конденсата является конец трубы
змеевика, выведенный из обечайки холодильника.
Диаметр штуцера для ввода и вывода воды из аппарата определим по формуле (2.3), принимая
скорость движения воды в штуцере
ϑв = 0,15 м/с
dп =
4 ⋅ 0,852
= 0, 085 м.
3,14 ⋅ 999, 2 ⋅ 0,15
Для изготовления штуцеров
используем стандартную трубу диаметром 89×3,25 мм (внутренний
диаметр трубы 89-2·3,25 = 79,5 мм).
dп =
Рис. 2.8. Фланец
357
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В качестве фланцев выбираем фланцы арматуры, соединительных частей и трубопроводов [15] (рис. 2.8).
По [15] выбираем основные размеры фланцев:
– парового: d н =76 мм; Dф = 180 мм; Dб = 145 мм;
D1 = 122 мм; d б = М16; z = 4 шт.; h = 21 мм;
– для воды: d н = 89 мм; Dф = 195 мм; Dб = 160 мм;
D1 = 138 мм; d б = М16; z = 4 шт.; h = 21 мм.
Для аппаратных фланцев: d н = 426 мм; Dф = 580 мм;
Dб = 525 мм; D1 = 490 мм; d б = М27; z = 16 шт.; h = 34 мм.
2.6. Определение габаритных размеров аппарата
Аппарат состоит из трубчатой и змеевиковой частей. Корпус
аппарата имеет внутренний диаметр Dк = 420 мм. Тепловым расчетом найдены площади теплопередающих поверхностей конденсатора Fк = 12,4 м2 и холодильника Fх = 9,12 м2 (см. подраздел 1.8)
Необходимую высоту (длину) теплообменных труб в конденсаторе Н определим из уравнения
(2.4)
Fк = π d вн Н n ,
где dвн = 0,028 м – внутренний диаметр теплообменных труб.
Из формулы (2.4)
Fк
12, 4
Нк =
=
= 3,81 м.
π d вн n 3,14 ⋅ 0, 028 ⋅ 37
С запасом принимаем Н к = 4000 мм.
В тепловом расчете (см. подраздел 1.6) для определения
гидродинамических условий в змеевике установлен диаметр
змеевика Dзм = 320 мм.
Общую длину труб в змеевике определим по уравнению
L = Fх / (π d ср ) ,
(2.5)
где dср = 0,030 м – средний диаметр трубы змеевика.
По формуле (2.5)
358
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
9,12
= 96,8 м.
3,14 ⋅ 0,030
Длина
одного
витка
змеевика
Lв = π Dзм = 3,14 ⋅ 0,320 = 1,005 м.
Число витков в змеевике
96,8
L
n=
=
= 96,3 шт.
Lв 1, 005
Принимаем змеевик из 97 витков.
Высоту змеевика определим по формуле
Н зм = ( п − 1) t ,
(2.6)
где t – шаг витков змеевика.
Принимая шаг витков змеевика t = 0,040 м, по формуле
(2.6)
Н зм = ( 97 − 1) 0,040 = 3,84 м.
Принимаем высоту змеевиковой части аппарата (холодильника) Н х = 4000 мм.
L=
2.7. Проверка необходимости установки компенсирующего
устройства
Температуру корпуса конденсатора примем равной температуре пара Т к = Т н =80,1 ºС, температуру стенки теплообменной
трубки конденсатора примем равной среднеарифметическому
значению температур ее поверхностей (см. рис. 3)
t +t
72, 43 + 68, 29
tст = ст1 ст2 =
= 70,36 ºС.
2
2
Тогда разность температур между кожухом и трубкой
Т к − tст = 80,1 − 70,36 = 9,74 ºС и значительно ниже допустимой
разности температур ∆t доп = 30 ºС [7].
Установка компенсирующего устройства не требуется.
359
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Целью гидравлического расчета является определение величины сопротивления, вносимого теплообменником в систему
технологических трубопроводов. Очевидно, что сопротивление
межтрубного пространства конденсатора и внутризмеевикового
пространства холодильника будет преодолеваться избыточным
давлением в бражной колонне, откуда пар поступает в теплообменник. Поэтому расчету подлежит тракт (путь), который проходит вода в аппарате.
3.1. Геометрическая характеристика тракта воды
Вода через штуцер в плоском днище нижней части теплообменного аппарата поступает в кольцевой зазор между корпусом холодильника и полой цилиндрической вставкой с расположенным в ней змеевиком и, проходя по нему, поступает внутрь
теплообменных трубок конденсатора. Из теплообменных трубок
вода выходит в распределительную камеру, а из неё – в штуцер,
расположенный на обечайке камеры и соединяющий аппарат с
трубопроводом.
Скорость движения воды в кольцевом зазоре холодильника
ϑн = 0,0126 м/с; критерий Рейнольдса Re 2 = 717,9; эквивалентный диаметр канала d экв = 0,0681 м; длина канала Lн = 4,0 м.
Скорость движения воды в теплообменных трубах конденсатора ϑв = 0,038 м/с; критерий Рейнольдса Re = 1647,0; внутренний диаметр теплообменных труб d вн = 0,028 м, их длина
Lв = 4,0 м.
3.2. Расчет сопротивлений тракта воды
Вода, двигаясь по вышеописанному тракту, теряет часть
своей энергии на преодоление сил вязкостного трения по длине и
в местных сопротивлениях (повороты, расширения и сужения и т.
п.). Эта часть энергии называется потерями энергии (напора) или
сопротивлениями.
360
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Потери по длине рассчитывают по формуле Дарси-Вейсбаха
l υ2
hl = λ
,
(3.1)
d 2g
где λ – коэффициент гидравлического трения; l – длина тракта
υ2
(пути), м; d – диаметр трубопровода или канала, м;
– скоро2g
стной напор в трубопроводе, м.
Потери напора в местных сопротивлениях рассчитывают по
формуле Вейсбаха
υ2
hмс = ∑ ξ
,
(3.2)
2g
где
∑ ξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений;
υ2
–
2g
скоростной напор за местным сопротивлением.
Поскольку режим движения воды и в конденсаторе и в холодильнике (в обеих частях аппарата) ламинарный, то коэффициент гидравлического трения λ рассчитывается по формуле Пуазейля
64
λ=
.
(3.3)
Re
Конденсатор. По формуле (3.3)
64
λ=
= 0,039 .
1647,0
По формуле (3.2) потери по длине в
трубках конденсатора
4 0, 0382
hl = 0,039
= 4,1 ⋅ 10 −4 м.
0, 028 2 ⋅ 9,81
Определим потери в местных сопротивлениях верхней части теплообменника
Рис. 3.1. Схема рас- (конденсатора) (рис. 3.1).
чета местных соДля расчета потерь напора в местных
противлений в тепсопротивлениях
конденсатора необходимо
лообменнике
вычислить площади сечения штуцера,
361
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
крышки (выходной камеры) и площадь поперечного сечения труб
теплообменника [16]:
– площадь сечения штуцера
π d 2 3,14 ⋅ 0,07952
f1 = ш =
= 4,96 ⋅ 10−3 м2;
4
4
– площадь сечения входной камеры (крышки)
π Dк2 3,14 ⋅ 0,422
f2 =
=
= 0,138 м2;
4
4
– площадь сечения труб
πd2
3,14 ⋅ 0,0282
f3 = вн ⋅ n =
⋅ 37 = 2,28 ⋅ 10−2 м2.
4
4
Коэффициенты местных сопротивлений в теплообменнике:
– при входе потока воды из нижней части холодильника в
теплообменные трубы конденсатора (внезапное сужение)

f 
 0,0228 
ξ1 = 0,51 − 3  = 0,51 −
 = 0, 418 ;
f2 
0,138 


– при выходе потока воды из теплообменных труб в крышку (внезапное расширение)
2
  0,138
f

− 1 = 25,52 ;
ξ 2 =  2 − 1 = 
  0,0228 
 f3
– при входе потока воды из крышки в штуцер (внезапное
сужение)

f 
 0,00496 
ξ 3 = 0,51 − 1  = 0,51 −
 = 0,482 .
f2 
0,138 


Скорость движения воды в выходной камере конденсатора
(крышке) – из уравнения расхода
4 Gв
4 ⋅ 0,852
ϑк =
=
= 6,2 ⋅ 10−3 м/с.
2
2
ρ в π Dк 999,2 ⋅ 3,14 ⋅ 0,42
Скорость движения воды в штуцере
4 Gв
4 ⋅ 0,852
ϑшт =
=
= 0,172 м/с.
2
ρ в π dшт 999,2 ⋅ 3.14 ⋅ 0,07952
Потери напора в рассмотренных местных сопротивлениях
362
2
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
теплообменника по уравнению (3.2) составят:
– при входе воды из нижней части аппарата (холодильника)
в трубки конденсатора
0,0382
hмс1 = 0,418
= 3,1 ⋅10−5 м;
2 ⋅ 9,81
– при выходе воды из трубок в крышку
0,00622
hмс2 = 25,52
= 5,0 ⋅10−4 м;
2 ⋅ 9,81
– при выходе потока воды из крышки в штуцер
0,1722
= 7,2 ⋅10−4 м.
hмс3 = 0,482 ⋅
2 ⋅ 9,81
При выходе потока воды из крышки в штуцер он делает поворот на 90. в этом случае коэффициент местного сопротивления
равен ξпов = 1,2 [16].
Потери напора рассчитываем по скоростному напору в трубах:
0,0382
hмс.пов = 1,2
= 0,88 ⋅10−4 м.
2 ⋅ 9,81
Потери напора в местных сопротивлениях конденсатора
будут равны:
∑ hмс =hмс1 + hмс2 + hмс3 + hмсч.пов =
= 0,31 ⋅ 10−4 + 7,2 ⋅ 10−4 + 5,0 ⋅ 10−4 + 0,88 ⋅ 10−4 = 13,99 ⋅ 10−4 м.
Суммарные потери напора в конденсаторе:
hп.к = hl + ∑ hмс =4,1 ⋅ 10−4 + 13,99 ⋅ 10−4 = 17,49 ⋅ 10−4 м.
Холодильник. Тракт воды в холодильнике представляет собой кольцевой канал с расположенным по его центру змеевиком.
Критерий Рейнольдса, подсчитанный по эквивалентному диаметру Re = 717,9.
По формуле (3.3)
64
λ=
= 0,089 .
717,9
Потери по длине по формуле (3.1)
363
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4
0,01262
⋅
= 0,42 ⋅10−4 м.
0,0681 2 ⋅ 9,81
Ввиду сложности характера движения воды в тракте холодильника примем потери в местных сопротивлениях равными
потерям по длине, т. е. hмс = hl = 0,42 ⋅ 10−4 м.
Суммарные потери напора в холодильнике
hп.х = hl + hмс = 0, 42 ⋅ 10−4 + 0,42 ⋅ 10−4 = 0,84 ⋅ 10−4 м.
Суммарные потери напора в комбинированном конденсаторе-холодильнике
hп = hп.к + hп.х = 17,49 ⋅10−4 + 0,84 ⋅10−4 = 18,33 ⋅ 10−4 м.
Столь малые потери в аппарате объясняются очень низкими скоростями движения воды в его каналах.
hl = 0,089 ⋅
364
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4.
ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ СХЕМА УЧАСТКА
РЕКТИФИКАЦИИ ЭТИЛОВОГО СПИРТА
Этиловый спирт (этанол) является продуктом, широко
применяемым в пищевой, химической, парфюмерной и других
отраслях промышленности. Его производство непрерывно растет,
а рыночные отношения в экономике предъявляют повышенные
требования к качеству производимой продукции. Эти требования
обуславливают необходимость непрерывного совершенствования
технологического процесса и оборудования, в котором протекают
отдельные стадии процесса.
В значительной мере определяют качество готовой продукции оборудование и процессы, протекающие в нем участка ректификации этилового спирта, представленные на схеме КП02068108-ПАПП-260202-7.2-0.5-00.000 Т3.
Исходная смесь 7.9.1, подлежащая разделению (бражка, отходы спирта или спирты низкого качества), из сборника исходной
смеси Е1 центробежным насосом для перекачки спиртосодержащих жидкостей (спиртовым насосом) Н1 через подогреватель исходной смеси Т1 подается на питательную тарелку ректификационной колонны КР.
Подогреватель исходной смеси представляет собой кожухотрубчатый теплообменный аппарат, внутри трубок которого
движется исходная смесь, а на их наружной поверхности конденсируется насыщенный водяной пар 2.2, конденсат которого 1.8
через конденсатоотводчик КО1 отводится в линию возврата конденсата в котельную.
Питательная тарелка ректификационной колонны делит ее
на 2 части: верхнюю (укрепляющую) и нижнюю (исчерпывающую). По высоте колонны расположены тарелки, обеспечивающие поверхностный контакт пара с жидкостью. Конструкции тарелок бывают разные (колпачковые, ситчатые, клапанные и т.п.),
но их назначение одно – обеспечить наибольшую поверхность
контакта фаз. Паровая фаза в колонне образуется при кипении
жидкости в кубе колонны К за счет теплоты конденсации насыщенного водяного пара 2.2, конденсат которого 1.8 отводится че365
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
рез конденсатоотводчик КО2 в линию возврата конденсата. Жидкая фаза (поток) в колонне обеспечивается потоком исходной
смеси 7.9.1 и потоком флегмы 7.9.2. При контакте пара с жидкостью на каждой тарелке ректификационной колонны протекают
следующие процессы: пар при контакте с жидкостью охлаждается и частично конденсируется, причем в первую очередь из пара
конденсируется высококипящий компонент (вода). При этом пар
обогащается низкокипящим компонентом (спиртом). При конденсации части пара выделяется некоторое количество теплоты,
которая идет на нагревание жидкости, за счет чего часть ее испаряется. В первую очередь из жидкости испаряется низкокипящий
компонент (спирт), вследствие чего пар повторно обогащается
низкокипящим компонентом, а жидкость – высококипящим. Поскольку вышеописанный процесс протекает на каждой тарелке по
всей высоте колонны, то пар в верхней части колонны представляет собой практически чистый низкокипящий компонент
(спирт), а жидкость в нижней части колонны – чистый высококипящий компонент (воду).
Пары, поднимающиеся из колонны 2.9 поступают в межтрубное пространство дефлегматора Д, представляющего собой
кожухотрубчатый теплообменный аппарат, по трубкам которого
течет охлаждающая вода 1.6. В зависимости от температурного
режима работы дефлегматора в нем может происходить частичная или полная конденсация паров. На схеме КП-020668108ПАПП-260222-7.2-05-00.000ТЗ предполагается частичная конденсация паров. Конденсат пара 7.9.2 через распределительный
стакан СР возвращается в виде флегмы на верхнюю тарелку ректификационной колонны, а несконденсированный пар поступает
в межтрубное пространство комбинированного конденсаторахолодильника КХ.
Кубовый остаток 7.9.3, состоящий практически из чистого
высококипящего компонента и имеющий высокую температуру
кипения (температуру кипения чистого высококипящего компонента) охлаждается в холодильнике кубового остатка Т2 водой
1.6 и собирается в сборнике кубового остатка Е3. Из сборника
кубового остатка насосом Н2 он перекачивается на дальнейшую
переработку (утилизацию) или реализацию (барда на корм скоту).
366
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Комбинированный конденсатор-холодильник КХ состоит
из двух частей (аппаратов). Верхняя часть представляет собой
кожухотрубчатый теплообменник, в межтрубное пространство
которого поступает пары этилового спирта, а по трубам течет охлаждающая вода 1.6. Нижняя часть аппарата является змеевиковым аппаратом. Охлаждающая вода 1.6 омывает змеевик снаружи, а конденсат этилового спирта течет внутри змеевика. Охлажденный до необходимой температуры конденсат этилового спирта (дистиллят) 7.9.2 направляется в сборник дистиллята Е2, откуда насосом Н3 может перекачиваться на отпуск к потребителям
(например, в цистерны). Для регулирования расходов потоков
сред в схеме используется вентили запорные В31-В313.
367
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Заключение
В соответствии с заданием на проектирование выполнен
тепловой, конструктивный и гидравлический расчет комбинированного конденсатора-холодильника для спиртовых паров.
Поскольку сущность процессов охлаждения спиртовых паров различна, то тепловой расчет выполняли, условно разбив
процесс (и аппарат) на зоны: зону конденсации спиртовых паров
и зону охлаждения спирта. Расчет интенсивности теплоотдачи в
зоне конденсации выполняли по уравнениям, учитывающим
влияние температур поверхностей теплопередающей стенки.
Температуры поверхностей стенки рассчитывали методом последовательных приближений.
Анализ выполненных в первом разделе расчетов позволил
заключить, что в зоне конденсации спиртовых паров передается
воде значительно больше количества теплоты, чем в зоне охлаждения конденсата.
Конструктивный расчет позволил изучить устройство различных узлов аппарата, выбрать их конструкцию, рассчитать некоторые размеры (например, диаметры штуцеров). На основе
конструктивного расчета выполнен чертеж общего вида выбранного аппарата.
Гидравлический расчет выполнен с целью расчета насосной
установки, схема которой отвечает условиям выполненных ранее
расчетов.
Приведено описание устройства и принципа работы выбранного комбинированного конденсатора-холодильника для
спиртовых паров.
При выполнении работы использовано 17 литературных
источников.
368
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Список использованной литературы
1. Попов В.И. Примеры расчетов по курсу технологического оборудования предприятий бродильной промышленности
[Текст] / В.И. Попов. – М.: Пищ. пром., 1969. – 152 с.
2. Попов В.И. Технологическое оборудование предприятий
бродильной промышленности [Текст] / В.И. Попов, И.Т. Кретов,
В.Н. Стабников и [др]. – М.: Пищ. пром., 1963. – 583 с.
3. Стабников В.Н. Перегонка и ректификация этилового
спирта [Текст] / В.Н. Стабников. – М.: Пищ. пром., 1969. – 456 с.
4. Кретов И.Т. ,Антипов С. Т. Технологическое оборудование предприятий бродильной промышленности [Текст]: учебник /
И.Т. Кретов, С.Т. Антипов. – Воронеж: Изд-во гос. ун-та, 1977. –
624 с.
5. Цыганков П.С. Брагоректификационные установки. Расчет,
анализ работы, эксплуатация [Текст] / П.С. Цыганков. – М.: Пищ.
пром., 1970. – 352 с.
6. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии [Текст]: учеб. для студ. хим.-технол. спец. вузов /
А.Г. Касаткин. – 9-е изд. испр. – М.: Химия, 1973. – 750 с.
7. Логинов А.В. Выбор конструкции и экономически целесообразного режима эксплуатации теплообменных аппаратов
[Текст]: учеб. пособие / А.В. Логинов. – Воронеж: Воронеж. технол. ин-т, 1993 – 80 с.
8. 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. Романов, А.А. Носков; под. ред. П.Г. Романова. – 10-е изд., перераб. и доп. – Л.:
Химия, 1987 – 576 с.
9. Плановский А.Н. Процессы и аппараты химической технологии [Текст] / А.Н. Плановский, В.М. Рамм, С.З. Каган, 5-е
изд., стереотип. – М.: Химия, 1968. – 847 с.
10. Основные процессы и аппараты химической технологии
[Текст]: пособие по проектированию / Г.С. Борисов, В.И. Брыков,
Ю.И., Ю.И. Дытнерский и [др.]: под ред. Ю.И. Дытнерского. 2-е
изд. перераб. и доп. – М.: Химия, 1991. – 496 с.
11. Чубик И.А. Справочник по теплофизических характери369
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
стикам пищевых продуктов и полуфабрикатов [Текст] / И.А. Чубик, А.М. Маслов. – 2-е изд., доп. – М. Пищ. пром-сть, 1970. –
184 с.
12. Логинов А.В. Лабораторный практикум по процессам и
аппаратам химических и пищевых производств [Текст]: учеб. пособие / А.В. Логинов, Л.Н. Ананьева, Ю.В. Красовицкий и [др];
Воронеж гос. технол. академии. – Воронеж: 1996. – 140 с.
13. Красовицкий Ю.В. Процессы и аппараты пищевых производств (теория и расчеты) [Текст] / Ю.В. Красовицкий, Н.С. Родионова, А.В. Логинов; Воронеж. гос. технол. акад. Воронеж,
2004. – 308 с.
14. Лащинский А.А., Толчинский А.Р. Основы расчета и
конструирования химической аппаратуры [Текст]: справочник /
А.А. Лащинский, А.Р. Толчинский; под ред. Н.Н. Логинова; 2-е
изд. перераб. и доп. – Л.: Машиностроение, 1970 – 753 с.
15. Логинов А.В. Насосы и насосные установки пищевых
предприятий [Текст] / А.В. Логинов, М.И. Слюсарев, А.А. Смирных; Воронеж гос. технол. акад. – Воронеж, 2001. – 220 с.
16. Логинов А.В. Процессы и аппараты химических и пищевых производств (пособие по проектированию) [Текст] / А.В.
Логинов, Н.М. Подгорнова, И.И. Болгова; Воронеж гос. технол.
академия. – Воронеж, 2003. – 264 с.
370
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5.6. Расчет теплообменного аппарата типа «труба в трубе»
Содержание
Задание на проектирование………………………………....
Введение…………………….…………………………….…...
1. Тепловой расчет……………………………………….…...
1.1. Расчет температурного режима теплообменника….…
1.2. Выбор теплофизических характеристик
теплоносителей…………………………………………
1.3. Определение тепловой нагрузки аппарата………..….
1.4. Определение расхода рассола……………..…………..
1.5. Ориентировочный расчет площади поверхности
аппарата. Выбор аппарата……..………………………
1.6. Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи
и коэффициента теплопередачи……….………………
1.7. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи и
коэффициента теплопередачи…………………..……..
1.7.1. Первое приближение……………...……………..
1.7.2. Второе приближение……………...……………..
1.7.3. Третье приближение……………….……………
1.8. Расчет площади поверхности аппарата.
Окончательный выбор аппарата……………………….
2. Конструкторский расчет…………………..……………..
2.1. Расчет диаметров штуцеров, подбор фланцев………..
2.2. Расчет конструкции теплообменника…………...…….
2.3. Выбор опоры аппарата……………….………………...
2.4. Выбор крышек и днищ аппарата...……….……….…...
3. Гидравлический расчет……...…………………………....
3.1. Разбивка трубопровода на участки………………........
3.2. Выбор теплофизических характеристик
перекачиваемой жидкости……..………………………
3.3. Уточнение объемных расходов жидкости,
протекающей через различные участки
трубопровода……………………………………………
371
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.4. Определение геометрических характеристик
участков трубопровода, скоростей и режимов
движения жидкости в ней…………………………..….
3.5. Расчет сопротивления сети трубопроводов…………..
3.6. Обоснование выбранного типа насоса……………..…
3.7. Схема насоса, описание его устройства и назначения
основных узлов и деталей……………………………..
3.8. Определение требуемого напора насоса и выбор
марки насоса……………………………………………
3.9. Построение характеристик насоса и трубопровода.
Определение рабочей точки насоса……………..……
4. Технологическая схема……..…………………………..
Заключение………………………………………………….
Список использованной литературы….…………………
372
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Задание
Рассчитать и спроектировать теплообменный аппарат типа
труба в трубе производительностью G для тепловой обработки
молока. Начальная температура молока Т1 , конечная Т 2 . Вторым теплоносителем является рассол, имеющий начальную температуру t1 и конечную t 2 .
Дано: G = 9,27∙103 кг/ч, Т1 = 32,0 ºС, Т 2 = 2,0 ºС,
t1 = -13,0 ºС, t 2 = 2,0 ºС.
Введение
Молоко представляет собой сложную коллоиднохимическую систему. Натуральное сырое коровье молоко содержит многие необходимые организму человека вещества: молочный жир 2…6 %, белки 2…5 %, молочный сахар (лактозу)
4,3…5,3 %, минеральные вещества в виде солей кальция, магния,
калия, натрия и др. – 0,6…0,9 %, витамины, микроэлементы, различные ферменты и воду 85…89 %.
Молоко – скоропортящийся продукт, представляющий собой чрезвычайно благоприятную среду для размножения микроорганизмов, вызывающих кисломолочное брожение. В молоке
возможно наличие болезнетворных микроорганизмов, поэтому
питьевым может быть только молоко, подвергнутое тепловой
бактерицидной обработке: пастеризации или стерилизации.
Тепловая обработка молока заключается в охлаждении,
пастеризации. Охлаждение молока производят с целью сохранения его качества и ограничения роста количества микроорганизмов перед переработкой или употреблением в пищу. Рост и развитие молочнокислых бактерий, вызывающих сквашивание молока, приостанавливаются при температуре около 10 °С и прекращается при 2…4 °С.
Пастеризация – нагревание и выдержка молока при повышенной температуре, обеспечивающей требуемый бактерицидный эффект. Пастеризация предназначена для уничтожения веге-
373
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
тативных форм микроорганизмов, находящихся в молоке (возбудители кишечных заболеваний, бруцеллеза, туберкулеза, ящура и
др.), сохраняя при этом его биологическую и питательную активность, в том числе витамины.
Тепловая обработка молока производится в теплообменниках различной конструкции. Одним из наиболее эффективных
теплообменников является теплообменник типа «труба в трубе».
Он состоят из ряда наружных труб большего диаметра и
расположенных внутри их труб меньшего диаметра (рис. 1.1).
Рис. 1.1 Теплообменник типа «труба в трубе»
Внутренние и внешние трубы элементов соединены друг с
другом последовательно с помощью колен и патрубков. Один из
теплоносителей – I – движется по внутренней трубе, а другой – II
– по кольцевому каналу, образованному внутренней и внешней
трубами. Теплообмен осуществляется через стенку внутренней
трубы.
В этих теплообменниках достигаются высокие скорости
теплоносителей, как в трубах, так и в межтрубном пространстве.
При необходимости создания больших площадей поверхностей
теплопередачи теплообменник составляют из нескольких секций,
получая батарею.
Преимущества теплообменников типа «труба в трубе»: высокий коэффициент теплопередачи вследствие большой скорости
обоих теплоносителей, простота изготовления.
374
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Недостатки этих теплообменников заключаются в громоздкости, высокой металлоемкости, трудности очистки межтрубного
пространства.
Теплообменники типа «труба в трубе» применяют при небольших расходах теплоносителей для теплообмена между двумя
жидкостями и между жидкостью и конденсирующимся паром.
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
Целью теплового расчета теплообменника типа труба в
трубе является расчет необходимой площади теплопередающей
поверхности и выбор по [1] стандартизированного теплообменника.
Из основного уравнения теплопередачи [3-4, 7-8]
Q
F=
,
(1.1)
K ∆tср
где Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт; K – коэффициент теплопередачи, Вт/м²∙К; ∆ tср – средняя разность температур между
теплоносителями, ºС, К.
1.1. Расчет температурного режима теплообменника
Цель расчета – определение средней разности температур
между теплоносителями и средних температур горячего (Т ср) и
холодного (tср) теплоносителей.
Определим ∆ tср (рис. 1.2)
T1= 32 оС
Молоко
Т2 = 2 оС
t2 = 2 оС
Рассол
t1 = -13 оС
∆ tб = 30 оС
∆ tм = 15 оС
Рис. 1.2. К определению средней разности температур
375
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Отношение
∆tб 30
=
= 2 ≤ 2 , следовательно
∆tм 15
∆tср = (∆tб + ∆tм ) / 2 ,
(1.2)
где ∆tб , ∆tм – большая и меньшая разности температур по концам схемы (см. рис. 1.2)
По формуле (1.2)
∆tср = (30 + 15) / 2 = 22,5 °С.
Так как температура холодного теплоносителя (рассола)
изменяется на меньшее число градусов (2 – (-13) = 15 оС), то
среднюю температуру рассчитаем по формуле
tср = (t1 + t2 ) / 2 ,
(1.3)
а горячего теплоносителя (молока)
Tср = tср + ∆tср ,
(1.4)
где tср – средняя температура рассола, ºС; ∆ tср – средняя разность температур между теплоносителями, ºС.
По формуле (1.3)
−13 + 2
tср =
= −5,5 °С.
2
По формуле (1.4)
Tср = −5,5 + 22,5 = 17 °С.
1.2. Выбор теплофизических характеристик теплоносителей
Теплофизические свойства молока при Т ср =17 ºС и рассола
при tср = -5,5 ºС выбираем из [4, приложение 3] и [3, таблицы L,
LII] и заносим в таблицу 1.1. В качестве рассола принимаем 22,5 %
водный раствор NaCl с температурой замерзания -20 ºС.
1.3. Определение тепловой нагрузки аппарата
Тепловой нагрузкой аппарата называется количество теплоты, передаваемое в аппарате от горячего молока к рассолу.
376
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Ее определим по формуле
Q = G1 c1 (Т 1 − Т 2 ) ,
(1.5)
где G1 – массовый расход молока, кг/с; c1 – удельная теплоемкость молока, Дж/(кг·К); Т 1 , Т 2 – начальная и конечная температуры молока, соответственно, °С.
По формуле (1.5)
9270
Q=
3884 (32 − 2) = 300039 Вт.
3600
Таблица 1.1
Теплофизические свойства теплоносителей
Пространство
и процесс
Обозначения
Т ср
Числовые
значения
17
Плотность, кг/м3
ρ1
1029,9
Удельная теплоемкость, Дж/кг⋅К
с1
3884
Теплопроводность, Вт/м⋅К
λ1
0,4932
Динамическая вязкость, Па∙с
µ1
2012⋅10-6
Критерий Прандтля
Pr1
15,86
Средняя температура, °С
tСР
-5,5
Плотность, кг/м3
ρ2
1183,2
Удельная теплоемкость, Дж/кг⋅К
с2
3328,9
Теплопроводность, Вт/м⋅К
λ2
0,5212
Динамическая вязкость, Па⋅с
µ2
3,357⋅10-3
Критерий Прандтля
Pr2
21,4
Физические величины
Средняя температура, °С
Охлаждение
молока в
трубном пространстве
Нагревание
рассола в
межтрубном
пространстве
1.4. Определение расхода рассола
Количество теплоты, выделяющееся при охлаждении молока массовым расходом G1 кг/с и передаваемое рассолу массовым
расходом G2 кг/с (с учетом потерь в окружающую среду)
377
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Q = G2 c2 (t2 − t1 )χ ,
(1.6)
где с2 – удельная теплоемкость рассола, Дж/кг⋅К; t1 , t2 – начальная и конечная температуры рассола, соответственно, °С; χ =1,05 –
коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую
среду.
Из уравнения (1.6)
Q
300039
G2 =
=
= 6 кг/с.
c2 (t2 − t1 ) χ 3328,9(2 − (−13))1,05
1.5. Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата.
Выбор аппарата
Ориентировочным расчетом называется расчет площади
поверхности аппарата по уравнению (1.1) по значению коэффициента теплопередачи, выбранному ориентировочно. Из таблицы
1.3 [1] выбираем ориентировочное значение Kор = 800 Вт/(м2·К),
тогда
300039
= 16,7 м2.
800 ⋅ 22,5
Как известно, для получения высокой интенсивности теплообмена необходим турбулентный режим (Re ≥ 4000).
Задаваясь скоростью движения молока в соответствии с рекомендациями таблицы 1.4 [1], определим диаметр теплообменных труб. Примем значение скорости равным 1 м/с, тогда диаметр трубы будет определяться по формуле
4 ⋅ G1
d=
.
(1.7)
3600 ⋅ ρ1 ⋅ π ⋅ υ1
Fор =
4 ⋅ 9270
= 0,056 м.
3600 ⋅ 1029,9 ⋅ 3,14 ⋅ 1
По [6, 10] в соответствии с ГОСТ 9930-78 ориентировочно
выбираем аппарат, изготовленный из труб Ø89×5 (наружная труба) и Ø57×4 (внутренняя труба).
d=
378
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.6. Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи и
коэффициента теплопередачи
Расчет коэффициентов теплоотдачи по уравнениям и формулам, не учитывающим влияния температуры поверхностей
стенки, называется приближенным.
Коэффициенты теплоотдачи для конкретных случаев рассчитывают по критериальным уравнениям или формулам, полученным путем обобщения опытных данных методами теории подобия. При выборе формулы для расчета процесса теплоотдачи
при движении жидкости внутри труб и каналов необходимо знать
режим движения, поэтому, в первую очередь рассчитаем значения скоростей движения молока и рассола.
Скорость движения молока по внутренней трубе теплообменника из уравнения расхода [1]
4V1
υ1 =
,
(1.8)
2
π dвн
где V1 – объемный расход молока, м3/с; dвн – внутренний диаметр теплообменной трубы, м.
Объемный расход молока
9270
G1
V1 =
=
= 2,5 ⋅ 10 −3 м3/с.
3600 ρ1 3600 ⋅ 1029,9
По формуле (1.8)
4 ⋅ 2,5 ⋅ 10 −3
υ1 =
= 1,326 м/с.
3,14 ⋅ 0,049 2
Найденное значение скорости движения воды отвечает рекомендациям [1, 4].
Установим режим движения молока, рассчитав число Рейнольдса по формуле
υ d ρ
Re1 = 1 вн 1 ,
(1.9)
µ1
где υ1 – скорость движения молока, м/с; dвн – внутренний диаметр теплообменной трубы, м; ρ1 – плотность молока, кг/м3;
379
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
µ1 – динамическая вязкость молока, Па.с.
1,326 ⋅ 0,049 ⋅ 1029,9
Re1 =
= 33259 .
2012 ⋅ 10 −6
Режим движения молока в трубах теплообменника турбулентный, так как Re > 4000 .
Для расчета процесса теплоотдачи в канале при турбулентном режиме движения используется критериальное уравнение [1,
3]
Nu1 = 0,021Re10,8 Pr10,43 ,
(1.10)
α d
где Nu1 = 1 вн – критерий Нуссельта, характеризующий интенλ1
сивность теплоотдачи на границе твердая стенка – теплоноситель;
α1 – коэффициент теплоотдачи от молока к стенке, Вт/(м2∙К); dвн –
внутренний диаметр теплообменной трубы, м; λ1 – коэффициент
теплопроводности молока, Вт/(м∙К); Pr1 – критерий Прандтля, характеризующий влияние физических свойств теплоносителя на
интенсивность теплоотдачи.
По уравнению (1.10)
Nu1 = 0,021⋅ 332590,8 ⋅ 15,860,43 = 285,7 ,
а
Nu1 λ1 285,7 ⋅ 0,4932
Вт
α1 =
=
= 2875,7 2
.
d вн
0,049
м ⋅К
Скорость движения рассола в кольцевом канале теплообменника из уравнения расхода [1, 3]
4V2
υ2 =
,
(1.11)
2
π ( Dвн
− d н2 )
где V2 – объемный расход рассола, м3/с; Dвн – внутренний диаметр наружной трубы, м; dн – наружный диаметр внутренней
трубы, м.
Объемный расход рассола
6
G
V2 = 2 =
= 5,07 ⋅ 10 −3 м3/с.
ρ 2 1183,2
380
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Скорость движения рассола по формуле (1.11)
4 ⋅ 5,07 ⋅ 10 −3
υ2 =
= 2,159 м/с.
3,14(0,0792 − 0,057 2 )
Установим режим движения рассола, рассчитав число Рейнольдса по формуле [1]
υ dρ
Re 2 = 2 э 2 ,
(1.12)
µ2
где υ 2 – скорость движения рассола, м/с; d э – эквивалентный
диаметр кольцевого канала для прохода рассола, м; ρ 2 – плотность рассола, кг/м3; µ 2 – динамическая вязкость рассола, Па.с.
Эквивалентный диаметр кольцевого сечения рассчитывается по формуле
d э = Dвн − d н ,
(1.13)
где Dвн – внутренний диаметр наружной трубы, м; dн – наружный диаметр внутренней трубы, м.
По формуле (1.13)
d э = 0,079 − 0,057 = 0,022 м.
По формуле (1.12)
2,159 ⋅ 0,022 ⋅ 1183, 2
Re 2 =
= 16741 .
3,357 ⋅ 10 −3
Режим движения воды в каналах теплообменника турбулентный, так как Re > 4000 .
Для расчета процесса теплоотдачи внутри труб и каналов
при развитом турбулентном режиме движения используется приближенная формула (критериальное уравнение) [1, 3]
Nu 2 = 0,021Re 2 0,8 Pr2 0,43 ,
(1.14)
α d
где Nu 2 = 2 э – критерий Нуссельта, характеризующий интенλ2
сивность теплоотдачи на границе твердая стенка – рассол; α 2 –
коэффициент теплоотдачи от стенки к рассолу, Вт/(м2∙К); d э – эквивалентный диаметр канала, м; λ2 – коэффициент теплопровод-
381
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ности рассола, Вт/(м∙К); Pr2 – критерий Прандтля, характеризующий влияние физических свойств теплоносителя на интенсивность
теплоотдачи.
При движении в канале кольцевого сечения, образованного
двумя коаксиально расположенными трубами при расчете критерия Нуссельта вводится дополнительный поправочный коэффициент
0,45
D 
(1.15)
ε тр =  вн  ,
 dн 
где Dвн – внутренний диаметр наружной трубы, м; dн – наружный диаметр внутренней трубы, м.
0,45
 0,079 
ε тр = 
= 1,158 .

 0,057 
По уравнению (1.14)
Nu 2 = 0,021⋅ 167410,8 ⋅ 21,40,43 ⋅ 1,158 = 217,3 ,
а
Nu 2 λ2 217,3 ⋅ 0,5212
Вт
=
= 5148 2
.
dэ
0,022
м ⋅К
Вт
, через
Для расчета коэффициента теплопередачи К , 2
м ⋅К
плоскую стенку применяют формулу
1
К=
,
(1.16)
1
1
+ ∑ rст +
α1
α2
где α1 , α 2 – коэффициенты теплоотдачи от горячего и холодного
Вт
теплоносителей, 2
; ∑ rст – суммарные термические сопром ⋅К
м2 ⋅ К
тивления стенки и загрязнений по обе ее стороны,
.
Вт
Суммарные термические сопротивления стенки и загрязнений рассчитывают по формуле [3]
α2 =
382
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
δ
∑ rст = rзагр1 + λст + rзагр2 ,
(1.17)
ст
где rзагр1 , rзагр2 – термические сопротивления загрязнений со стором2 ⋅ К
; δ ст – толщина
Вт
– коэффициент теплопроводности
ны горячего и холодного теплоносителей,
теплопередающей стенки, м; λст
материала стенки, Вт/(м∙К).
Теплопроводность нержавеющей стали λст = 17,5 Вт/(м∙К) [3].
Толщина стенки внутренней трубы δ ст = 4 мм.
На теплопередающей поверхности аппарата в процессе ее
эксплуатации отлагаются различные загрязнения, оказывающие
дополнительное термическое сопротивление тепловому потоку.
Имеющиеся в технической литературе и нормативной документации рекомендации по оценке величины термических сопротивлений некоторых видов загрязнений во многих случаях противоречивы, недостаточно обоснованы и некорректны [4].
Значения термических сопротивлений загрязнений со стороны молока и рассола выбираем по [3, 4]:
м2 ⋅ К
м2 ⋅ К
rзагр1 = 0,00033
, rзагр2 = 0,00017
.
Вт
Вт
По формуле (1.17)
0,004
м2 ⋅ К
r
=
0,00033
+
+
0,00017
=
0,000729
.
∑ ст
17,5
Вт
По формуле (1.16)
Вт
1
К=
= 787 2
.
1
1
м
⋅
К
+ 0,000729 +
2875,7
5148
Необходимая площадь поверхности аппарата по формуле (1.1)
300039
F=
= 16,9 м2.
787 ⋅ 22,5
383
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1.7. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи и
коэффициента теплопередачи
Уточненным называется расчет коэффициента теплопередачи по формулам и зависимостям, включающим температуру
стенки.
Удельная тепловая нагрузка, Вт/ м2:
q = K ⋅ ∆tср ,
(1.18)
где K – коэффициента теплопередачи, Вт/(м2.К); ∆tср – средний
температурный напор, оС.
q = 787 ⋅ 22,5 = 17707,5 Вт / м 2 .
1.7.1. Первое приближение
Для первого приближения зададимся значением температуры стенки со стороны горячего теплоносителя
(tст1 ) I = tср1 − q / α1 ,
(1.19)
где q – удельная тепловая нагрузка, Вт/м2; α1 – коэффициент теплоотдачи для горячего теплоносителя, Вт/(м2.К),
17707,5
(tст1 ) I = 17 −
= 10,84 0С.
2875,7
Рассчитываем коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя (молока) к стенке с учетом температуры стенки (tст1)I
(критерий Прандтля Prст = 19,48) по формулам
 Pr 
(Nu1 ) I = Nu1  1 
 Prст1 
0,25
,
(1.20)
0,25
 15,86 
(Nu1 ) I = 285,7 
= 271,4

 19,48 
(Nu1 ) I ⋅ λ1
(α1 ) I =
,
d вн
271,4 ⋅ 0,4932
(α1 ) I =
= 2731,7 Вт/(м2·К).
0,049
384
(1.21)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рассчитываем тепловую нагрузку со стороны горячего теплоносителя (молока) (q1)I:
(q1 ) I = (α1 ) I (Tср − (tст1 ) I ) ,
(1.22)
(q1 ) I = 2731,7(17 − 10,84) = 16827, 27 Вт/м2.
Рассчитываем температуру поверхности стенки со стороны
холодного теплоносителя (рассола):
(tст2 )I = (tст1 ) I − ( q1 ) I ⋅ ∑ rст ,
(1.23)
где (tст1)I – температура стенки со стороны горячего теплоносителя, оС; (q1)I – удельная тепловая нагрузка, Вт/м2; Σrст – сумма термических сопротивлений всех слоев, из которых состоит стенка,
включая слои загрязнений, (м2.К)/Вт, Σrст = 7,29∙10-4 (м2.К)/Вт.
(tст2 )I = 10,84 − 16827,27 ⋅ 7, 29 ⋅ 10−4 = −1,43 0С.
Определим Рrст для рассола при (tст2)I =-1,43 0С Рrст = 17,51.
Находим число Нуссельта для рассола с учетом температуры стенки
 Pr 
(Nu 2 ) I = Nu 2  2 
 Prст2 
0,25
,
(1.24)
0,25
 21,4 
(Nu 2 ) I = 217,3 
 = 228,48 .
 17,51 
Рассчитываем коэффициент теплоотдачи от стенки к рассолу:
(Nu 2 ) I ⋅ λ2
(α 2 ) I =
,
(1.25)
dэ
228, 48 ⋅ 0,5212
(α 2 ) I =
= 5412,9 Вт/(м2·К).
0,022
Удельная тепловая нагрузка со стороны холодного теплоносителя составит:
(q2 ) I = (α 2 ) I ((tст2 ) I − tср ) ,
(1.26)
(q2 ) I = 5412,9( −1, 43 − ( −5,5)) = 22030,5
Проверим совпадение тепловых нагрузок.
Средняя удельная тепловая нагрузка:
Вт/м2.
385
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
q1 + q2
,
2
16827,27 + 22030,5
(qср ) I =
= 19428,9 Вт/м2.
2
Относительная погрешность (%) составит
q − q1
∆= 2
⋅ 100 ,
qср
qср =
(1.27)
(1.28)
22030,5 − 16827, 27
⋅ 100 = 26 % .
19428,9
Получено значительное расхождение удельных тепловых
нагрузок (26 % > 5 %), поэтому необходимо провести второе приближение, аналогичное первому.
∆=
1.7.2. Второе приближение
Для второго приближения зададимся значением температуры стенки со стороны горячего теплоносителя
(tст1 ) II = tср1 − (qср )I / (α1 ) I ,
(1.29)
где (qср)I – средняя удельная тепловая нагрузка при первом приближении, Вт/м2; (α1)I – коэффициент теплоотдачи для горячего
теплоносителя при первом приближении, Вт/(м2·К),
19428,9
(tст1 )II = 17 −
= 9,89 0С.
2731,7
Рассчитываем коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя (молока) к стенке с учетом температуры стенки (tст1)II
(критерий Прандтля Prст1 = 20,22) по формулам
 Pr 
(Nu1 ) II = Nu1  1 
 Prст1 
 15,86 
(Nu1 ) II = 285,7 

 20, 22 
386
0,25
,
0,25
= 268,87 ,
(1.30)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
(Nu1 ) II λ1
,
(1.31)
d вн
268,7 ⋅ 0,4932
(α1 ) II =
= 2706, 2 Вт/(м2·К).
0,049
Рассчитываем тепловую нагрузку со стороны горячего теплоносителя (молока) (q1)II:
(q1 ) II = (α1 ) II (Tср − (tст1 ) II ) ,
(1.32)
(α1 ) II =
(q1 ) II = 2706, 2(17 − 9,89) = 19241,1 Вт/м2.
Рассчитываем температуру поверхности стенки со стороны
холодного теплоносителя (рассола):
(tст2 )II = (tст1 ) II − ( q1 ) II ⋅ ∑ rст ,
(1.33)
где (tст1)II – температура стенки со стороны горячего теплоносителя, оС; (q1)II – удельная тепловая нагрузка, Вт/м2; ∑ rст – сумма
термических сопротивлений всех слоев, из которых состоит стенка, включая слои загрязнений, (м2.К)/Вт,
∑ rст = 7, 29 ⋅10−4 (м2.К)/Вт,
(tст2 )II = 9,89 − 19241,1 ⋅ 7, 29 ⋅ 10−4 = −4,14 0С.
Определим Рrст для рассола при (tст2)I=-4,14 0С, Рrст2=19,807.
Находим число Нуссельта для рассола с учетом температуры стенки
 Pr 
(Nu 2 ) II = Nu 2  2 
 Prст 2 
0,25
,
(1.34)
0,25
 21, 4 
(Nu 2 ) II = 217,3 
 = 221,6 .
 19,807 
Рассчитываем коэффициент теплоотдачи от стенки к рассолу:
(Nu 2 ) II λ2
(α 2 ) II =
,
(1.35)
dэ
221,6 ⋅ 0,5212
(α 2 ) II =
= 5250 Вт/(м2·К).
0,022
Удельная тепловая нагрузка со стороны холодного тепло-
387
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
носителя составит:
(q2 ) II = (α 2 ) II ((tст2 ) II − tср ) ,
(1.36)
(q2 ) II = 5250(−4,14 − ( −5,5)) = 7140 Вт/м .
Во втором приближении ( q2 )II >> (q1 )II (19241,1>>7140),
поэтому расчет температур поверхностей теплопередающей
стенки и коэффициентов теплоотдачи продолжаем, определяя
( tcт1 )III графически.
2
1.7.3. Третье приближение
Для третьего приближения по результатам предыдущих
расчетов построим графическую зависимость q = f(tст1) (рис. 1.3)
Рис. 1.3. Графическое определение ( tст1 )III
388
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
По построениям (tст1)III=10,55 0С.
Рассчитываем коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя (молока) к стенке с учетом температуры стенки (tст1)III
(критерий Прандтля Prст1 = 19,63) по формулам
 Pr 
(Nu1 ) III = Nu1  1 
 Prст1 
0,25
,
(1.37)
0,25
 15,86 
(Nu1 ) III = 285,7 
= 270,9 ,

 19,63 
( Nu1 ) III ⋅ λ1
(α1 ) III =
,
d вн
(1.38)
270,9 ⋅ 0,4932
= 2727 Вт/(м2·К).
0,049
Рассчитываем тепловую нагрузку со стороны горячего теплоносителя (молока) (q1)III:
(q1 ) III = (α1 ) III (Tср − (tст1 ) III ) ,
(1.39)
(α1 ) III =
(q1 ) III = 2727(17 − 10,55) = 17589 Вт/м2.
Рассчитываем температуру поверхности стенки со стороны
холодного теплоносителя (рассола):
(tст2 )III = (tст1 ) III − ( q1 ) III ⋅ ∑ rст ,
(1.40)
где (tст1)III – температура стенки со стороны горячего теплоносителя, оС; (q1)III – удельная тепловая нагрузка, Вт/м2; ∑ rст – сумма термических сопротивлений всех слоев, из которых состоит
стенка, включая слои загрязнений, (м2.К)/Вт,
∑ rст = 7,29∙10-4 (м2·К)/Вт,
(tст2 ) III = 10,55 − 17589 ⋅ 7,29 ⋅ 10−4 = −2,27 0С.
Определим Рrст для рассола при (tст2)III= - 2,27 0С, Рrст=18,12.
Находим число Нуссельта для рассола с учетом температуры стенки
 Pr 
(Nu 2 ) III = Nu 2  2 
 Prст 2 
0,25
,
(1.41)
389
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
0,25
 21, 4 
(Nu 2 ) III = 217,3 
 = 226,5 .
 18,12 
Рассчитываем коэффициент теплоотдачи от стенки к рассолу:
(Nu 2 ) III ⋅ λ2
,
(1.42)
(α 2 ) III =
dэ
226,5 ⋅ 0,5212
(α 2 ) III =
= 5365,9 Вт/(м2·К).
0,022
Удельная тепловая нагрузка со стороны холодного теплоносителя составит:
(q2 ) III = (α 2 ) III ((tст 2 ) III − tср ) ,
(1.43)
(q2 ) III = 5365,9(−2,27 − ( −5,5)) = 17318 Вт/м2.
Проверим совпадение тепловых нагрузок.
Средняя удельная тепловая нагрузка:
q +q
qср = 1 2 ,
(1.44)
2
17589 + 17318
(qср ) III =
= 17454 Вт/м2.
2
Относительная погрешность (%) составит
q −q
∆ = 2 1 ⋅ 100 ,
(1.45)
qср
17318 − 17589
⋅ 100 = 1,55 % .
17454
Отклонение не превышает 5 %, поэтому расчет коэффициентов теплоотдачи с учетом влияния температур поверхностей
стенки закончен.
Вт
Вт
Итак, α1 = 2727 2 , α 2 = 5365,9 2 .
м ⋅К
м ⋅К
Коэффициент теплопередачи по формуле (1.16)
1
Вт
K=
= 780 2 .
1
1
м ⋅К
+ 0,000729 +
2727
5365,9
∆=
390
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Схема процесса теплопередачи в аппарате представлена на
рис. 1.4
Рис. 1.4. Схема процесса теплопередачи в аппарате
1.8. Расчет площади поверхности аппарата.
Окончательный выбор аппарата
Необходимую площадь поверхности аппарата определим
по формуле (1.1)
300039
Fтр =
= 17,09 м2,
780 ⋅ 22,5
или
Q
300039
Fтр =
=
= 17,19 м2.
( qср ) III 17454
С запасом в 10 % площадь теплообмена составит F = 18,9 м2.
Окончательно по [6] в соответствии с ГОСТ 9930-78 при-
391
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
нимаем теплообменный аппарат типа труба в трубе, изготовленный из труб Ø89×5 (наружная труба) и Ø57×4 (внутренняя труба), длиной труб 6,0 м, поверхностью теплообмена F1 = 1,08 м2,
для условных давлений 1,6 МПа.
Количество элементов теплообменника составит
F 18,9
N= =
= 17,5 шт.
F1 1,08
Количество элементов примем равным 18 шт.
Обозначение теплообменника.
Теплообменник [(ТТ 57/89 – 1,6/1,6)/6 – ПР – М10] × 18
ОСТ 26-02-2033-80.
Теплообменник типа труба в трубе однопоточный с диаметром теплообменной трубы Ø57×4, с диаметром кожуховой
трубы Ø89×5, с условным давлением внутри и снаружи теплообменных труб 1,6 МПа, с длиной кожуховых труб 6 м, с приваренными продольными ребрами – ПР и материальным исполнением
М10. Теплообменник набирается из 18 элементов с общей поверхностью теплообмена Fобщ = 19,44 м2.
392
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЕТ
Цель конструкторского расчета – расчет диаметров штуцеров; выбор конструкционных материалов для изготовления аппарата; фланцев, прокладок и крепежных деталей; места установи
контрольно-измерительной аппаратуры и т. п.
2.1. Расчет диаметров штуцеров, подбор фланцев
Подбираем штуцера на кожуховые трубы. Для этого скорость рассола в них возьмем в интервале 1…3 м/с (скорость рассола принимается немногим выше скорости в трубах). Принимаем υ 2р = 2,6 м/с.
Диаметр штуцера dш определим из формулы
4 ⋅ V2
dш =
,
(2.1)
υ 2р ⋅ π
где υ2р – скорость рассола на входе в штуцер, м/с; V2 – объемный
расход рассола, м3/с.
4 ⋅ 0,00507
dш =
= 0,050 м.
2,6 ⋅ 3,14
Теплообменники данного типоразмера поставляются в
промышленность с условным диаметром штуцера равным 50 мм.
По таблицам [11]
выбираем фланцы стальные цельные (ГОСТ
12820-80) с Dу=50 мм на
pу=1,6 МПа:
D=160 мм; Dб=125
мм; D1=102 мм; dб=М16;
z=4 шт.; h=19 мм. (рис.
2.1)
Для
теплообменных труб используем
фланец с условным диаРис. 2.1. Фланец
метром 50 мм, аналогич-
393
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ный упомянутому выше.
Выбираем крепежные детали и уплотнительные прокладки.
Болты М16 × 1,5 (212 штук).
Материал болтов Сталь 35 ГОСТ 1759-70.
Материал гаек Сталь 25 ГОСТ 1759-70.
Прокладка уплотнительная плоская неметаллическая из паронита: теплообменные трубы для фланцев с выступом с Dу=50
мм на ру = 1,6 МПа.
Толщина прокладки S = 2 мм.
Рассчитаем длину болтов фланцевых соединений:
l = h⋅2+ S + H ,
(2.2)
где h – ширина фланца, мм; S – толщина прокладки, мм; H – ширина гайки, мм.
Для dб = М16 × 1,5 соответствует гайка с H = 15,9 мм [4].
Длина болтов на теплообменные и кожуховые трубы
l = 19 ⋅ 2 + 2 + 15,9 = 55,9 мм.
Необходимую длину lб получим, прибавив запас по длине,
равный 0,25 dб.
lб = l + 0, 25 ⋅ dб .
(2.3)
lб = 55,9 + 0,25 ⋅ 16 = 59,9 мм.
Округляем до стандартного значения l = 60мм.
2.2. Расчет конструкции теплообменника
При выбранных диаметрах теплообменных труб и кожуховых труб выбираем радиус колена rк= 0,150 м. Колено соединяется с элементом теплообменника при помощи фланцевых соединений. При переходе из межтрубного пространства одного элемента теплообменника в другое также устанавливаем фланцевые
соединения. Расстояние между двумя элементами теплообменника 0,300 м, считая по межосевому расстоянию.
Теплообменники типа «труба в трубе» (ТТ) изготовляются в
соответствии с ГОСТ 9930-78. Они рассчитаны для работы под
давлением 1,6 МПа и при вакууме; температура рабочей среды до
200 °С.
394
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Блоки теплообменников (рис. 2.2) монтируются из секций, которые состоят из элементов
(рис. 2.3), собранных по
вертикали.
Количество
элементов в блоке определяется заказчиком. Габаритные размеры блока
приведены в таблице 2.1.
Рис. 2.2. Блок теплообменника ТТ
Рис. 2.3. Элемент теплообменника типа «труба в трубе»
Таблица 2.1
Основные размеры теплообменника, м
При диаметре
внутренней трубы, мм
L, м
Н, м
а, м
b, м
57
6,2
0,6
4,0
1,1
Теплообменники ТТ изготовляются из углеродистой стали
марки 20 и коррозионностойкой стали марки Х18Н10Т. По специальному заказу теплообменники могут выполняться из других
материалов.
395
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Теплообменники ТТ могут поставляться в комплекте с калачами, опорными конструкциями. Размеры штуцеров теплообменников ТТ приведены в таблице 2.2.
Таблица 2.2
Размеры фланцев
При длине
трубы l, м
6,0
Dy, мм
50
l1, м
0,105
l2 , м
0,15
2.3. Выбор опоры аппарата
В качестве опоры выбираем швеллер, так как данная форма
является наиболее устойчивой, применимо к нашему теплообменнику. Для поперечных опор используем уголки. По [4] выбираем швеллер и уголок. Схема опоры представлена на рис. 2.4.
Швеллер № 12 ГОСТ 8240-72
–
высота швеллера Н = 120 мм;
–
толщина стенки S = 6 мм;
–
Ширина полки b = 45 мм.
Уголок 60×60 ГОСТ 8343-72.
Теплообменники крепятся к опоре при помощи хомутов.
Рис. 2.4. Схема опоры
396
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Цель гидравлического расчета – определение величины сопротивления, вносимой теплообменником в систему технологических трубопроводов, и мощности, необходимой для перемещения теплоносителей, выбор насоса, работающего на сеть.
Необходимо рассчитать трубопровод и подобрать марку
насоса в аппаратурно-технологической схеме производства питьевого молока.
Рис. 3.1. Схема насосной установки
Молоко насосом 1 перекачивается из автоцистерны 2 через теплообменник 3 и счетчик 4 в танк 5. В теплообменнике оно охлаждается рассолом от Тн = 32 ºС до Тк = 2 ºС. Давление молока на выходе
из трубопровода в танк Рт = 0,15 МПа. Расход молока V = 2,5·10-3 м3/с.
Молоко
подается
по
трубопроводу
длиной
l=lвc+lн=11=11+65=76 м. Длина трубопровода от насоса до теплообменника lн´=18 м. Максимальная высота подъема молока Н = 18 м.
3.1. Разбивка трубопровода на участки
Трубопровод состоит из всасывающей и напорной линий
(рис. 3.1).
Всасывающая линия – трубопровод от автоцистерны 2 до
397
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
насоса 1, по которому поступает молоко с температурой Тн= 32 ºС.
Напорная линия:
– участок трубопровода от насоса 1 до теплообменника 3 с
Тн= 32 ºС.;
– теплообменник 3, в котором температура молока понижается от Тн=32 ºС до Тк=2 ºС и средняя температура равна Тср=17 ºС;
– участок напорного трубопровода от теплообменника 3 до
танка 5 с температурой Тк= 2 ºС.
3.2. Выбор теплофизических характеристик перекачиваемой
жидкости
Так как на рассматриваемых участках трубопровода температура имеет разные величины, то соответственно выбираем значения динамической вязкости и плотности для найденных температур (табл. 3.1).
Таблица 3.1
Динамическая вязкость и плотность перекачиваемой жидкости
Температура, ºС
Характеристика
Динамическая вязкость μ·103, Па·с
Плотность ρ, кг/м3
32
1,3
1024,02
17
2,012
1029,9
2
3,32
1033,14
3.3. Уточнение объемных расходов жидкости, протекающей
через различные участки трубопровода
В связи с тем, что температура молока изменяется, производим уточнение объемного расхода жидкости с учетом разницы
плотностей по следующей формуле
ρ
Vт = V н ,
(3.1)
ρк
где V – объемный расход молока, м3/с; ρн, ρк – начальная и конечная плотность молока, кг/м3.
На всасывающем и напорном участке от сборника до теплообменника плотность постоянна, т.е.
V1 = V2 = 0,0025 м3/с.
398
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В теплообменнике температура понижается, следовательно,
изменяется объемный расход молока, проходящего через теплообменник
1024,02
= 2,486 ⋅ 10−3 м3/с.
Vт = 0,0025
1029,9
На напорном участке от теплообменника до танка температура молока равна 2 ºС , следовательно,
1024,02
V4 = 0,0025
= 2, 478 ⋅ 10 −3 м3/с.
1033,14
3.4. Определение геометрических характеристик участков
трубопровода, скоростей и режимов движения жидкости в
ней
Диаметры всасывающего и напорного трубопроводов определяются из уравнения расхода по следующей формуле
4V
d=
,
(3.2)
πυ
где υ – средняя скорость движения жидкости, м/с.
Скорость движения жидкости на всасывающем участке
трубопровода выбираем из интервала υвс = 0,8…1,1 м/с, примем
υвс = 0,8 м/с, по формуле (3.2) определяем диаметр всасывающего
трубопровода
4 ⋅ 0,0025
dвс =
= 0,063 м.
3,14 ⋅ 0 ,8
Скорость движения жидкости на напорном участке трубопровода от насоса до теплообменника выбираем из интервала
υвс=1,1…1,5 м/с, примем υвс = 1,1 м/с, по формуле (3.2) определяем диаметр напорного трубопровода
4 ⋅ 0,0025
dн1 =
= 0,054 м.
3,14 ⋅ 1,1
Определяем диаметр напорного трубопровода от теплообменника до танка также по формуле (3.2)
399
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4 ⋅ 0,002478
= 0,054 м.
3,14 ⋅ 1,1
Так как для изготовления трубопровода используются
стандартные трубы, то расчетные диаметры всасывающего и напорного трубопроводов необходимо округлить до ближайшего
размера по государственному стандарту. Учитывая характеристики среды, выбираем по ГОСТ 8732-78 для всасывающего участка трубопровода бесшовную трубу Ø70×3,5 dвс = 0,063 м, для
напорного участка трубопровода бесшовную трубу Ø57×3,5
dн=0,05 м, эквивалентная шероховатость труб кэкв = 0,2 мм.
Уточним скорости движения молока в трубопроводе по
следующей формуле
dн2 =
υ=
4 ⋅V
,
3,14 ⋅ d 2
(3.3)
где V – объемный расход жидкости, м3/с; d – внутренний диаметр
труб, м.
Скорость на всасывающем участке трубопровода
4 ⋅ 0,0025
υвс =
= 0,802 м/с.
3,14 ⋅ 0,0632
Скорость на напорном участке трубопровода от насоса до
теплообменника
4 ⋅ 0,0025
υ н1 =
= 1,274 м/с.
3,14 ⋅ 0,052
Скорость на напорном участке трубопровода от теплообменника до танка
4 ⋅ 0,002478
υн2 =
= 1,263 м/с.
3,14 ⋅ 0,052
Для установления режима движения жидкости на каждом
участке необходимо рассчитать число Рейнольдса
υ⋅d ⋅ρ
Re =
,
(3.4)
µ
где υ – скорость движения молока в трубе, м/с; d – внутренний
диаметр трубы, м.
Участок всасывающего трубопровода, Тн = 32 ºС
400
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
0,802 ⋅ 0,063 ⋅ 1024,02
= 39800 .
1,3 ⋅ 10 −3
Режим движения жидкости турбулентный.
Напорный участок трубопровода от насоса до теплообменника, Тн = 32 ºС
1, 274 ⋅ 0,05 ⋅ 1024,02
Re 2 =
= 50177 .
1,3 ⋅ 10 −3
Режим движения жидкости турбулентный.
Теплообменник, Тср = 17 ºС
Re3 = 33259 .
Режим движения жидкости турбулентный.
Напорный участок трубопровода от теплообменника до
танка, Тк = 2 ºС
1, 263 ⋅ 0,05 ⋅ 1033,14
Re 4 =
= 19651 .
3,32 ⋅ 10 −3
Режим движения жидкости турбулентный.
Re1 =
3.5. Расчет сопротивления сети трубопроводов
Различают два вида потерь напора: потери по длине и потери в местных сопротивлениях.
Полное гидравлическое сопротивление на каждом из участков (в м),
h = hтр+hм.с.,
(3.5)
где hтр – потери по длине, м; hм.с. – потери в местных сопротивлениях, м.
Сопротивление трения определяется по формуле ДарсиВейсбаха
2
hтр = λ L ⋅ υ ,
(3.6)
d 2g
где λ – гидравлический коэффициент трения; L – длина трубопровода, м; d – внутренний диаметр трубы, м; υ – скорость жидкости в трубе, м/с; g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения.
Для определения λ необходимо уточнить, являются ли выбранные трубы шероховатыми или гидравлически гладкими. Для
401
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
этого сравним абсолютную шероховатость ∆ (м) и толщину вязкого подслоя δ (м).
Абсолютную шероховатость ∆ определим по формуле
кэкв
∆=
,
(3.7)
0,5 ÷ 0,7
где кэкв – эквивалентная шероховатость выбранных труб, м, принято ранее при выборе труб кэкв = 0,2.10-3 м, тогда по формуле
(3.7)
0, 2 ⋅ 10−3
∆=
= 3,33 ⋅ 10−4 м.
0 ,6
Толщину вязкого подслоя δ определяем по формуле
d
8
δ = 11,6 ⋅ вн ⋅
,
(3.8)
Re λгл
где Re – число Рейнольдса; λгл – значение гидравлического коэффициента трения для гидравлически гладких труб; dвн – внутренний диаметр трубы, м.
При 4000 < Re < 105 значение гидравлического коэффициента трения для гидравлически гладких труб определяется по
формуле Блазиуса
0,3164
λгл =
.
(3.9)
Re0.25
Для определения λ необходимо проверить выбранные трубы на шероховатость, сравнив абсолютную шероховатость ∆ и
толщину вязкого подслоя δ. Если δ > ∆, то трубы считаются гидравлически гладкими, если же δ < ∆, то трубы считаются гидравлически шероховатыми и необходим пересчет значения коэффициента гидравлического трения по формуле Френкеля
0.9
 ∆
1
 6 ,81  
= −2 lg 
+
(3.10)
 .
λ
 3,7 d  Re  
Местные потери hм.с определяем по формуле Вейсбаха
υ2
hм.с = Σξ ⋅
,
(3.11)
2⋅ g
402
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где Σξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений на участке; υ – скорость жидкости на соответствующем участке, м/с.
Рассчитаем каждый участок трубопровода отдельно.
Всасывающий участок трубопровода.
Определяем значение гидравлического коэффициента трения для гидравлически гладких труб по формуле (3.9),
4000<Re1=39800<105
0,3164
λгл1 =
= 0,0224 .
398000.25
Рассчитываем значение толщины вязкого подслоя по формуле (3.8)
0,063
8
δ = 11,6 ⋅
⋅
= 3, 47 ⋅ 10−4 м.
39800 0,0224
Сравним ∆ и δ на участке. Так как ∆ < δ (3,33.10-4<3,47.10-4),
приходим к выводу, что трубы является гидравлически гладкими,
поэтому пересчет коэффициента гидравлического трения не требуется.
На рассматриваемом участке трубопровода потери по длине составляют по формуле Дарси-Вейсбаха (3.6) будут равны
11 0,8022
hтр.вс = 0,0224
⋅
= 0,128 м.
0,063 2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке трубопровода 1 местное сопротивление: вход в трубопровод (по рекомендациям [1] ξвх=0,5).
Потери напора в местных сопротивлениях по формуле
(3.11)
0,8022
hмс.вс = 0,5 ⋅
= 0,016 м
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на всасывающем участке составят по формуле (3.5)
hвс = 0,128 + 0,016 = 0,144 м.
Напорный участок трубопровода от насоса до теплообменника.
Определяем значение гидравлического коэффициента трения для гидравлически гладких труб по формуле (3.9),
403
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4000<Re2=50177<105,
0,3164
= 0,0211 .
501770,25
Рассчитываем значение толщины вязкого подслоя о формуле (3.8)
0,05
8
δ = 11,6 ⋅
⋅
= 2,25 ⋅ 10−4 м.
50177 0,0211
Сравним ∆ и δ на участке. Так как ∆ > δ (3,33.10-4>3,47.10-4),
приходим к выводу, что труба является гидравлически шероховатой и необходим пересчет коэффициента гидравлического трения
по формуле Френкеля (3.10).
 3,33 ⋅ 10 −4  6,81  0.9 
1
= −2 lg 
+
  = 5,343 ,
λ
 3,7 ⋅ 0,05  50177  
следовательно, λ2 = 0,035.
На рассматриваемом участке трубопровода потери по длине составляют по формуле (3.6)
18 1,2742
hтр.н1 = 0,035
⋅
= 1,042 м.
0,05 2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке трубопровода одно местное
сопротивление: поворот под углом 900 (по рекомендациям [1]
ξпов=0,5).
Потери напора в местных сопротивлениях по (3.11)
1, 2742
hмс.н1 = 0,5 ⋅
= 0,041 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на напорном участке от насоса
до теплообменника по формуле (3.5) равны
hн1 = 1,042 + 0,041 = 1,083 м.
Теплообменник.
Определяем значение гидравлического коэффициента трения для гидравлически гладких труб по формуле (3.9),
4000<Re=33259<105,
0,3164
λгл3 =
= 0,0234 .
332590,25
λгл2 =
404
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рассчитываем значение толщины вязкого подслоя о формуле (3.8)
0,049
8
δ = 11,6 ⋅
⋅
= 3, 2 ⋅ 10 −4 м.
33259 0,0234
Сравним ∆ и δ на участке. Так как ∆ > δ (3,33.10-4>3,2.10-4),
приходим к выводу, что трубы теплообменника являются гидравлически шероховатыми и необходим пересчет коэффициента
гидравлического трения по формуле Френкеля (3.10).
 3,33 ⋅ 10−4  6,81 0,9 
1
= −2lg 
+
  = 5,27 ,
λ
 3,7 ⋅ 0,049  33259  
следовательно, λ3= 0,036.
Потери напора в теплообменнике на трения определим по
формуле Дарси-Вейсбаха с учетом суммарной длины труб аппарата
L ⋅ z + Lк ⋅ ( z − 1) υ 2
hтр.т = λ3 т
⋅
,
(3.12)
d
2g
где z – число элементов теплообменника, шт, z = 18 шт.; Lт – длина теплообменной трубки, м, Lт = 6 м; Lк – длина колена, м,
Lк = π ⋅ rк = 3,14 ⋅ 0,15 = 0, 471 м.
hтр.т = 0,036
6 ⋅ 18 + 0, 471(18 − 1) 1,326 2
⋅
= 7,638 .
0,049
2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке присутствуют следующие местные сопротивления:
1.
17 поворотов под углом 1800 ξпов=А·В=1,4·0,13=0,182
[3];
2.
Поскольку условный диаметр штуцера совпадает с
внутренним диаметром трубопровода местные сопротивления на
входе и выходе отсутствуют.
Потери напора в местных сопротивлениях по (3.11)
1,3262
hмс.т = 17 ⋅ 0,182 ⋅
= 0, 277 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора в теплообменнике (3.5)
hт = 7,638 + 0,277 = 7,915 м.
405
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Напорный участок трубопровода от теплообменника до
танка.
Определяем значение гидравлического коэффициента трения для гидравлически гладких труб по формуле (3.9),
4000<Re4=19651<105
0,3164
λгл4 =
= 0,0267 .
196510,25
Рассчитываем значение толщины вязкого подслоя по формуле (3.8)
0,05
8
δ = 11,6 ⋅
⋅
= 5,1 ⋅ 10 −4 м.
19651 0,0267
Сравним ∆ и δ на участке. Так как ∆ < δ (3,33.10-4<5,1.10-4),
приходим к выводу, что трубы является гидравлически гладкими,
поэтому пересчет коэффициента гидравлического трения не требуется.
На рассматриваемом участке трубопровода потери по длине составляют по формуле Дарси-Вейсбаха (3.6)
65 − 18 1, 2632
hтр.н2 = 0,0267
⋅
= 2,04 м.
0,05 2 ⋅ 9,81
На рассматриваемом участке трубопровода 2 местных сопротивления: счетчик (ξсч = 1 [4]); выход из трубопровода в танк
(по рекомендациям [1] ξвых = 1).
Потери напора в местных сопротивлениях по формуле
(3.11)
1,2632
hмс.н2 = (1 + 1) ⋅
= 0,163 м.
2 ⋅ 9,81
Суммарные потери напора на напорном участке от теплообменника до танка составят по формуле (3.5)
hн2 = 2,04 + 0,163 = 2,203 м.
Таким образом, общие потери в сети трубопроводов и аппаратов определяются, как сумма потерь на всех участках трубопровода
∑ h = hвс + hн1 + hт + hн2 ,
(3.13)
∑ h = 0,144 + 1,083 + 7,915 + 2,203 = 11,345 м.
406
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.6. Обоснование выбранного типа насоса
Решающим фактором при выборе типа насоса являются
химико-физические свойства перекачиваемой жидкости. Молоко
является пищевой жидкостью, поэтому наиболее подходящим
для перекачивания данной жидкости является одноступенчатый
центробежный насос типа «ин-лайн».
3.7. Схема насоса, описание его устройства и назначения
основных узлов и деталей
Рис. 3.2. Насос ТР фирмы «Grundfos»
Насосы типа ТР унифицированного ряда центробежные горизонтальные одноступенчатые консольные предназначены для
перекачивания химически активных и нейтральных жидкостей.
Насосы выпускают на подачу от 2 до 2000 м3/ч и напор от 1 до
125 м, температура перекачиваемой жидкости от 0 до 140 ºС.
Насос (рис. 3.3) состоит из рабочего колеса 49а, корпуса 50,
вала насоса 51, кожуха муфты 7, комплектов уплотнения 76.
407
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.3. Разрез насоса ТР
Подвод перекачиваемой жидкости к насосу осуществляется
перпендикулярно оси насоса, отвод – соосно вводу. Рабочее колесо – закрытого типа; закреплено на валу насоса гайкой 67. На
заднем диске рабочего колеса имеются разгрузочные отверстия
для уравновешивания осевых сил.
Корпус насоса – несущий. Опорная часть его может быть
изготовлена в виде лап на корпусе насоса или на одном из при-
408
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
жимных фланцев 9, 10, между которыми установлен корпус. Лапами корпус насоса закрепляют на фундаментной плите или раме. Опорный кронштейн, прикрепляемый к корпусу, имеет вспомогательную опору со стороны муфты.
Ротор вращается в двух подшипниковых опорах, смазываемых консистентной смазкой (для насосов конструктивного исполнения О – жидкая смазка).
3.8. Определение требуемого напора насоса и выбор марки
насоса
Насос при работе должен сообщать жидкости, протекающей через него, энергию необходимую для ее подъема на определенную высоту, на преодоление разности давлений в накопительной емкости, гидравлических сопротивлений в трубопроводах и
аппаратах. Требуемый напор насоса определим по следующей
формуле
р − р0
H тр = H + т
+ ∑h ,
(3.14)
ρg
где Н – высота подъема жидкости, Н = 18 м; pт – p0 – разность
давления в резервуарах, Па; ∑h – общие потери в сети трубопроводов и аппаратов, м.
( 0,15 − 0,1) ⋅106 + 11,345 = 34,32 м.
H тр = 18 +
1024,02 ⋅ 9,81
По найденному требуемому напору Нтр = 34,32 м и заданной подаче V = 0,0025 м3/с = 9 м3/ч в ряду характеристик V-H насосов типа ТР определяем марку насоса, соответствующую этим
параметрам.
Наиболее соответствует насос марки ТР 32-380/2, частота
вращения вала рабочего колеса n = 2900 об/мин.
409
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.4. Габаритные и присоединительные размеры насоса
3.9. Построение характеристик насоса и трубопровода.
Определение рабочей точки насоса
Характеристика трубопровода – это зависимость требуемого напора от подачи. Она может быть засчитана по формуле
Н тр = Н ст + bV 2 ,
(3.15)
где b – коэффициент пропорциональности, зависящий от условий
эксплуатации трубопроводов насосной установки; Н ст – статиче-
410
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ский напор, равный
(0,15 − 0,1) ⋅ 106
p − p0
H ст = H + т
= 18 +
= 22,98 м.
ρg
1024,02 ⋅ 9,81
Определим значение коэффициента пропорциональности b,
воспользовавшись зависимостью ∑ h = bV 2 , откуда
b=
∑h ,
(3.16)
V2
где ∑h – потери напора в трубопроводах и аппаратах насосной
установки, м; V – подача насоса на сеть, м3/с
11,345
b=
= 1815200 .
0 ,0025 2
Уравнение характеристики трубопровода по формуле (3.15)
будет иметь вид
Н тр = 22,98 + 1815200Vi 2 .
(3.16)
Задаваясь различными значениями V, по формуле (3.16)
рассчитаем соответствующие им значения напора Н тр = f (V ) ,
полученные данные сведем в таблицу 3.2.
Таблица 3.2
№
п/п
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
Данные расчета
Расход жидкости
Нст, м
h,м
м3/c
м3/ч
0,000278
1
22,98
0,140
0,000556
2
22,98
0,561
0,000833
3
22,98
1,259
0,001111
4
22,98
2,241
0,001389
5
22,98
3,502
0,001667
6
22,98
5,044
0,001944
7
22,98
6,860
0,002222
8
22,98
8,962
0,002500
9
22,98
11,345
0,002778
10
22,98
14,008
0,003056
11
22,98
16,952
∑
H тр = H ст + ∑ h ,м
23,120
23,541
24,239
25,221
26,482
28,024
29,840
31,942
34,325
36,988
39,932
По данным таблицы 3.2 строим характеристику трубопровода Hтр = f(V).
411
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.5. Рабочие характеристики насоса ТР 32-380/2
Точка А пересечения H = f(V) и Hтр = f(V) (рис. 3.5) называется рабочей точкой насоса. Ей соответствует подача Va = 0,00286
м3/с = 10,3 м3/ч и напор На = 36,72 м, η = 42,4 %.
Мощность, потребляемая насосом при его работе на трубопровод:
ρ ⋅ g ⋅ VA ⋅ H A 1029,9 ⋅ 9,81 ⋅ 0,00286 ⋅ 36,72
Nt =
=
= 2,503 кВт.
1000 ⋅ηA
1000 ⋅ 0,424
Т. к. VA = 10,3 м3/ч больше заданной подачи V = 9 м3/ч, то возможно отрегулировать работу насоса на сеть одним из способов:
прикрытием задвижки на напорной линии (дросселированием);
уменьшением частоты вращения вала рабочего колеса насоса и т. п.
412
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4. Технологическая схема
Доставка молока, поступающего на предприятия молочной
промышленности для переработки, осуществляется с помощью молочных автомобильных цистерн А. После проверки качества молоко
отбирается через трубопровод с установленным на нем счетчикомрасходомером СЧ. Счетчик-расходомер предназначен для измерения объема и массы молока и молочных продуктов. По результатам
измерения производится вычисление объемного расхода и объема, а
при наличии информации о плотности среды – массового расхода и
массы. Молоко 9.1.1 очищается от механических примесей фильтром Ф. Сразу после очистки сырое молоко 9.1.1 охлаждают в теплообменнике типа «труба в трубе» Т. Он предназначена для охлаждения молока в непрерывном тонкослойном потоке при автоматическом регулировании процесса, что исключает выход недоохлажденного молока.
Производство питьевого молока начинается с загрузки сырого
молока 9.1.1 насосом Н3 в производственную емкость Е3. В последней для приготовления белкового молока могут дозировать сухое молоко или другие добавки. Затем молоко подают насосами –
дозаторами Н4 на тепловую и механическую обработку.
В линиях производительность 10 и 15 т/ч проводят нормализацию молока в потоке. Для этого в секции рекуперации пластинчатой пастеризационно-охладительной установки ПОУ сырое молоко
9.1.1 нагревают до температуры 40…45 °С и подают в сепараторнормализатор С, в котором непрерывная нормализация молока совмещается с очисткой его от механических примесей. Из пастеризационно-охладительной установки ПОУ нормализованное молоко
9.1.2 нагнетается в гомогенизатор Г. При получении питьевого молока нормализованное молоко гомогенизируют при температуре
45…65 °С и давлении в клапане гомогенизатора 10…15 МПа. Из
гомогенизатора Г молоко 9.1.3 возвращается в пастеризационноохладительную установку ПОУ для охлаждения до 4…8 °С.
Охлажденное пастеризованное молоко 9.1.3 подается в промежуточную емкость Е4, хранение в которой допускается не более 6
часов. Из этой емкости молоко поступает на фасовку.
413
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Заключение
Выполнены тепловой, конструктивный и гидравлический
расчеты теплообменника типа «труба в трубе» для охлаждения
молока рассолом в схеме производства питьевого молока.
На основе ориентировочного, приближенного и уточненного расчетов коэффициентов теплоотдачи и коэффициента теплопередачи определена необходимая площадь теплопередающей
поверхности теплообменника типа «труба в трубе» и выбран
стандартизированный аппарат.
Конструктивный расчет определил необходимые для изготовления теплообменника элементы конструкции, а также материалы для его изготовления.
В гидравлическом расчете определены гидравлические сопротивления (затраты энергии на транспортирование молока) теплообменника, произведен расчет насосной установки, включающий в себя геометрический и гидравлический расчеты трубопроводов, выбран насос и проверены условия его работы на сеть.
Разработана технологическая схема производства питьевого молока, включающая в себя проектируемый теплообменник.
414
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Список использованной литературы
1. 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.
2. Павлов К.Ф. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии [Текст]: учеб. пособие для студентов хим.-технол. спец. вузов / К.Ф. Павлов, П.Г. Романков,
А.А. Носков; под ред. П.Г. Романкова. – 10-е изд. перераб. и доп.
– Л.: Химия, 1987. – 576с.
3. Примеры и задачи по курсу технологического оборудования предприятий молочной промышленности / Г.Ф. Аболмасов,
Т.А. Боушев, Ф.М. Тарасов, Р.Н. Шестов; Л., Машиностроение,
1966. – 288 с.
4. Основы конструирования и расчета химической аппаратуры. Лащинский А.А., Толчинский А.Р., Л.: Машиностроение.
1970, 752с.
5. 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.
6. Степанов В.М., Калачев А.А. Практикум по курсу «Технологическое оборудование предприятий молочной промышленности». – Воронеж.: Воронежск. технол. ин-т., 1986. –64 с.
7. Остриков А.Н. Процессы и аппараты пищевых производств. [Текст]: учеб. для вузов в 2 кн. / А.Н. Остриков, Ю.В.
Красовицкий, А.А. Шевцов. Кн. 1. – СПб.: ГИОРД, 2007. – 704 с.
8. Каталог насосов фирмы «Grundfos», www.grundfos.ru.
9. Теплообменники ТТ. – Центральный институт НТИиТЭИ
по химическому и нефтяному машиностроению. – М.: 1968.
10. Тимонин А.С. Основы конструирования и расчета химико-технологического и природоохранного оборудования;
Справочник в 3 т. Том 1. – Калуга: Издательство Н.Бочкаревой,
2002. – 852 с.
415
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Заключение
В число важнейших задач дисциплины «Процессы и аппараты пищевых производств» входит получение студентами теоретических знаний об основных законах переноса массы, теплоты
и количества движения в процессах, обеспечивающих переработку исходного сырья и полуфабрикатов в продукты питания. Эти
знания позволяют не только эффективно и целенаправленно организовать отдельные стадии порой весьма сложных преобразований, но и обеспечить их взаимодействие и непрерывную связь.
Умелое и правильное использование кинетических и балансовых
уравнений позволяет принимать рациональные решения не только на стадиях разработки процессов и оборудования, но и в процессе его эксплуатации и управления.
Важным этапом образования является процесс получения
практических навыков принятия инженерных решений. Курсовое
проектирование прививает и развивает практические навыки проектирования аппаратов, их эффективного использования и анализа состояния и динамики показателей качества работы аппаратов,
разработки технической документации.
Поскольку в пищевой промышленности тепловые процессы
являются одним из основных, то в пособии даны принципиальные схемы теплового, конструктивного и гидравлического расчетов рекуперативных теплообменных аппаратов с различной формой теплопередающей поверхности, способы решения задач выбора конструкции и режима эксплуатации теплообменных аппаратов. Содержаться сведения по объему, содержанию и правилам
оформления проектов. Приведены примеры расчета кожухотрубчатого конденсатора перегретых паров, двухсекционного пластичного охлаждения, спирального теплообменного аппарата,
трёхсекционного оросительного холодильника, комбинированного конденсатора-холодильника. В примерах расчета продемонстрирована и уточненного теплового расчета аппаратов с использованием большого количества расчетных уравнений и формул.
Пособие представляет определенный интерес для инженерно-технических работников, занимающихся эксплуатацией и модернизацией существующего, а также разработкой новых видов
416
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
оборудования для пищевой промышленности. Оно может быть
полезно и для технического персонала, обслуживающего технологическое оборудование, в состав которого входят теплообменные аппараты.
417
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Библиографический список
1.
Альперт Л.З. Основы проектирования химических установок [Текст]: Учеб. пособие для хим. мех. спец. техникумов /
Л.З. Альперт. – 4-е изд., доп. и пер. – М., Высшая школа, 1989. –
303 с.
2.
Альтшуль П.Г. Гидравлика и аэродинамика: (Основы
механики жидкости) [Текст]: учеб. пособие для вузов / А.Д. Альтшуль, П.Г. Кисилев. – 2-е изд., доп. и пер. – М., Стройиздат, 1975.
– 326 с.
3.
Бабицкий И.Ф. Расчет и конструирование аппаратуры
нефтеперерабатывающих заводов [Текст] / И.Ф. Бабицкий, Г.Л.
Вихман, С.И. Вольфсон; под ред. Г.Л. Вичмана. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Недра, 1965. – 904с.
4.
Бажан П.И. Справочник по теплообменным аппаратам
[Текст] / П.И. Бажан, Г.Е. Каневец, В.М. Селиверстов. – М.: Машиностроение, 1989. – 365 с.
5.
Бакланов Н.А. Трубопроводы в химической промышленности. [Текст] / Н.А. Бакланов. – 2-е изд., доп. и пер. – Л.: Химия, 1977. – 95 с.
6.
Бакластов A.M. Проектирование, монтаж и эксплуатация теплоиспользующих установок [Текст]: учеб. пособие для вузов по спец. «Пром. теплоэнергетика» / A.M. Бакластов. – М.: Энергия, 1970. – 568 с.
7.
Берлинер Ю.И. Технология химического и нефтяного
аппаратостроения [Текст] / Ю.И. Берлинер, Ю.А. Балашов. – М.:
Машиностроение, 1976. – 256 с.
8.
Берлинер Ю.И. Компенсаторы для аппаратов и трубопроводов [Текст]: обзор. информация / Ю.И. Берлинер. М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1978. – 58 с.
9.
Брейтшнайдер С. Свойства газов и жидкостей. Инженерные методы расчета [Текст] / С. Брейтшнайдер; пер. с
польск. под ред. П.Г. Романкова. М.-Л.: Химия, 1966. – 535 с.
10. Вихман Г.Л. Основы конструирования аппаратов и
машин нефтеперерабатывающих заводов [Текст]: учеб. для студ.
вузов / Г.Л. Вихман, С.А. Круглов. –2-е изд., доп. и пер. – М.:
Машиностроение, 1978. – 328 с.
418
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
11. Волошин А.А. Расчет и конструирование фланцевых
соединений [Текст]: Справочник / А.А Волошин, Г.Г. Григорьев. – изд. 2-е, доп. и пер. – М.: Машиностроение, 1979. – 125 с.
12. Генкин А.Э. Оборудование химических заводов
[Текст]: учеб. для техникумов / А.Э. Генкин. – 3-е изд., доп. и
пер. – М.: Высш. школа, 1978. – 272 с.
13. Домашнев А.Д. Конструирование и расчет химических аппаратов [Текст]: учеб. для вузов / А.Д. Домашнев. – М.:
Машгиз, 1961. – 624с.
14. Жукаускас А.А. Теплоотдача пучков труб в поперечном потоке жидкости [Текст] / А.А. Жукаускас, В. Макарявичюс, А. Шлянчяускас; под ред. А.А. Жукаускаса. Вильнюс:
Минтис, 1968. – 192 с.
15. Жукаускас А.А. Конвективный перенос в тепло
обменниках [Текст] / А.А. Жукаускас. М.: Наука, 1982. – 472 с.
16. Иоффе И.Л. Проектирование процессов и аппаратов
химической технологии [Текст]: учеб. для техникумов / И.Л.
Иоффе. Л.: Химия, 1991. – 352 с.
17. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии учеб. для студ. хим.-технол. спец. вузов / А.Г.
Касаткин. – 9-е изд. испр. – М.: Химия, 1973. – 750 с
18. Коган В.Б. Теоретические основы типовых процессов
химической технологии: учеб. пособие для вузов / В.Б. Коган. –
Л.: Химия. Лени игр. отд-ние, 1977. – 591 с.
19. Краснощеков Е.А. Задачник по теплопередаче
[Текст]: для теплоэнерг. спец. вузов / Е.А. Краснощеков, А.С.
Сукомел. – 3-е. изд., доп. и перераб. – М.: Энергия, 1975. – 280 с.
20. Криворот А.С. Конструкция и основы проектирования машин и аппаратов химической промышленности [Текст]:
учеб. пособие для техникумов / А.С. Криворот. – М.: Машиностроение, 1976. – 375 с.
21. Кувшинский М.Н. Курсовое проектирование по
предмету «Процессы и аппараты химической промышленности»
[Текст] / М.Н. Кувшинский, А.П. Соболева. – 2-е изд., перераб. и
доп. – М.: Высш. шк., 1980. – 223 с.
22. Лащинский А.А., Толчинский А.Р. Основы расчета и
конструирования химической аппаратуры [Текст]: справочник /
419
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
А.А. Лащинский, А.Р. Толчинский; под ред. Н.Н. Логинова; 2-е
изд. перераб. и доп. – Л.: Машиностроение, 1970 – 753 с.
23. Лебедев П.Д. Теплоиспользующие установки промышленных предприятий [Текст]: курсовое проектирование /
П.Д. Лебедев, А.А. Щукин. М.: Энергия, 1970. – 408 с.
24. Логинов A.В. Тепломассообмен на начальном
участке трубы переменного сечения при турбулентном ре
жиме сечения и Рr>>1 [Текст] / А.В. Логинов, А.Ф. Турищев //
Новые методы расчета и конструирования машин и аппаратов
хим. пр-в: Межвуз. сб. науч. тр. – М.:МИХМ, 1987. – С.
92-96.
25. Майоров В.В. Конструктивный расчет рекуперативных теплообменных аппаратов непрерывного действия [Текст]:
Учеб. пособие / Воронеж, политех, ин-т.- Воронеж, 1978-92с.
26. Маньковский О.Н. Теплообменная аппаратура химических производств. Инженерные методы расчета [Текст] / О.Н.
Маньковский, А.Р. Толчинский, М.В. Александров. – Л.: Химия,
1976. – 367 с.
27. Методика теплового расчета и выбор теплообменных
аппаратов с вынужденным движением жидкости [Текст]: Отчет о
НИР / Отв. исполн. А.Б. Плетницкая. – М.:ГИПРОнефтемаш,
1956.- 87 с.
28. Методика теплового и гидравлического расчета типовых кожухотрубчатых теплообменных аппаратов с вынужденным
движением нефтепродуктов [Текст]: Отчет о НИР / Отв. исполн.
А.Б. Плетницкая. – М.: ГИПРОнефтемаш 1963. – 101 с.
29. Михеев М.А. Основы теплопередачи [Текст] / М.А. Михеев, И.М. Михеева. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Энергия, 1973.
– 319 с.
30. Мурин Р.Х. Теплотехнические измерения [Текст]: учеб.
для энерг. и энергостроит. техникумов / Р.Х. Мурин. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Энергия, 1979. – 424 с.
31. Методические указания к оформлению расчетнопроектных работ, курсовых и дипломных проектов [Текст] / Воронеж. гос. технол. акад.; Сост. Ю.Н. Шаповалов, В.Г. Савенков, Е.В.
Вьюшина. – Воронеж, 1998. – 50 с.
32. Основные процессы и аппараты химической техноло420
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
гии [Текст]: пособие по проектированию / Г.С. Борисов, В.И.
Брыков, Ю.И., Ю.И. Дытнерский и [др.]: под ред. Ю.И. Дытнерского. 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Химия, 1991. – 496 с.
33. Павлов К.Ф. Примеры и задачи по курсу процессов и
аппаратов химической технологии [Текст]: учеб. пособие для вузов / К.Ф. Павов, П.Г. Романков, А.А. Носков; под ред. П.Г. Романкова. – 10-е изд., перераб. и доп. – Л.: Химия, 1981, – 560 с.
34. Плановский А.Н. Процессы и аппараты химической
технологии [Текст] / А.Н. Плановский, В.М. Рамм, С.З. Каган, 5-е
изд., стереотип. – М.: Химия, 1968. – 848 с.
35. Попов В.И. Примеры расчетов по курсу технологического оборудования предприятий бродильной промышленности
[Текст] / В.И. Попов. – М.: Пищ. пром., 1969. – 152 с.
36. Остриков А.Н. Процессы и аппараты пищевых производств. [Текст]: учеб. для вузов в 2 кн. / А.Н. Остриков, Ю.В.
Красовицкий, А.А. Шевцов. Кн. 1. – СПб.: ГИОРД, 2007. – 704 с.
37. Правила и примеры выполнения технологических схем
[Текст]: методические указания к курсовому проектированию /
Воронеж. гос. технол. акад.; Сост. А.В. Логинов, М.И. Слюсарев. –
Воронеж, 2000. – 28 с.
38. Романков П.Г. Сборник расчетных диаграмм по курсу
процессов и аппаратов химической технологии [Текст]: Для хим.технол. спец. вузов / П.Г Романков, А.А. Носков. – 2-е изд., испр. –
Л.: Химия, 1977. – 24 с.
39. Руднев С.С. Лабораторный курс гидравлики, насосов и
гидропередач [Текст]: учеб. пособие для втузов / С.С. Руднев, М Г.
Подвидз. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1974.
– 416 с.
40. Справочник химика [Текст] / Под. ред. Б.П. Никольского. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.-Л.: Химия. Ленингр. отд-ние,
1962. – Т.1. Общие сведения. Строения вещества. Свойства важнейших веществ. Лабораторная техника. – 1071 с.
41. Справочник химика [Текст] / Под. ред. Б.П. Никольского. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.-Л.: Химия. Ленингр. отдние, 1964. – Т.З. Химическое равновесие и кинетика. Свойства растворов. Электродные процессы. – 1005 с.
421
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
42. Степаненко Т.Г. Расчеты элементов теплообменника
на прочность и жесткость [Текст]: учеб. пособие / Т.Г. Степаненко, Б.С. Голубовский. – Л.: Ленингр. технол. ин-т., 1974. – 33 с.
43. Теплофизические характеристики пищевых продуктов и
материалов [Текст]: Справочное пособие / А.С. Гинзбург, М.А.
Громов, Г.И. Красовская, B.C. Уколов; под ред. А.С. Гинзбурга. –
М.: Пищепром, 1975. – 224 с,
44. Центробежные консольные насосы общего назначения
типов К и КМ для воды: Каталог [Текст]. – М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1989. – 24 с.
45. Чубик И.А., Маслов А.М. Справочник по теплофизическим характеристикам пищевых продуктов и полуфабрикатов
[Текст] / И.А. Чубик, А.М. Маслов. – 2-е изд. доп. М: Пищ. промсть, 1970. – 184с.
46. Тепловая изоляция оборудования и трубопроводов.
СНиП 2.04.14-88 [Текст].
422
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ПРИЛОЖЕНИЯ
423
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Учебное издание
Остриков Александр Николаевич
Логинов Александр Валентинович
Попов Александр Сергеевич
Болгова Инэсса Николаевна
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Подписано в печать
.
Формат 60×84 1/16. Усл. печ. л. 24,9. Тираж 200 экз. Зак. № С. – 12.
ГОУВПО «Воронежская государственная технологическая академия»
(ГОУВПО «ВГТА»)
Отдел полиграфии ГОУВПО «ВГТА»
Адрес академии и отдела полиграфии
394036, Воронеж, пр. Революции, 19
424
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Документ
Категория
Другое
Просмотров
5 296
Размер файла
4 475 Кб
Теги
теплообменников, расчет, проектирование, 2819
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа