Розрахунок і проектування вертикального кожухотрубного теплообмінника для пастеризації продукту

При проектуванні кожухотрубних теплообмінників теплоносій, який найбільш забруднює поверхню теплообміну, направляють в трубне простір, яке легше очищати.

1.2 Ообщіе відомості про розвальцьовування труб теплообмінника

Найбільш поширений спосіб кріплення труб у решітці - розвальцьовування. Труби вставляють в отвори решітки з деяким зазором, а потім обкатують зсередини спеціальним інструментом, забезпеченим роликами (гнуття). При цьому в стінках труби створюються залишкові пластичні деформації, а в трубній решітці - пружні деформації, завдяки чому матеріал решітки після розвальцьовування щільно стискає кінці труб. Однак при цьому матеріал труб піддається наклепу (метал зміцнюється з частковою втратою пластичності), що може привести до розтріскування труб. Зі зменшенням початкового зазору між трубою і отвором в решітці наклеп зменшується, тому зазвичай беруть зазор 0,25 мм . Крім цього для забезпечення якісної розвальцьовування та можливості заміни труб необхідно, щоб твердість матеріалу трубної решітки перевищувала твердість матеріалу труб.

Развальцовочное з'єднання повинно бути міцним і щільним (герметичним). Міцність з'єднання оцінюють зусиллям вириваючи труби з гнізда, щільність - максимальним тиском середовища, при якому з'єднання герметічно.Развальцовка є найбільш поширеним способом отримання міцних і герметичних з'єднань труб з трубними решітками (колекторами) теплообмінних апаратів.

Для отримання надійного з'єднання труби з трубної гратами (колектором) необхідно виконати таку умову:

D '= Dо + + KxS,

де D'-розрахунковий внутрішній діаметр труби після розвальцьовування

Dо-внутрішній діаметр труби до розвальцьовування

- Діаметральний зазор між трубою і трубної гратами

( = Dотв - Dн)

S-товщина стінки труби

К-коефіцієнт, що враховує тип теплообмінного апарату:

К = 0,1 - для конденсаторів, маслоохолоджувачів, водопідігрівачів, випарників, бойлерів і т.п.

К = 0,2 - для котлів

Для того, щоб правильно вибрати інструмент для розвальцьовування труб в трубних гратах, необхідно мати таку інформацію:

· Матеріал трубної решітки;

· Діаметр отворів трубної решітки "Dотв" (див. рис. 3);

· Товщина трубної решітки "H" (див. рис. 3);

· Крок перфорації (відстань між центрами сусідніх отворів) "t" (див. рис. 10);

· Наявність в отворах трубної решітки ущільнювального рельєфу, формованого кульковим раскатніком (див. рис. 4);

· Наявність в трубної решітки канавок (див. рис. 5);

· Наявність подвійних трубних решіток, їх товщини "Н 1" і "Н 2" і відстань "B" між трубними гратами (див. рис.9);

· Матеріал труби;

· Зовнішній діаметр труби "Dн" (див. рис.6);

· Товщина стінки труби "S" (див. рис.6);

· Висота виступанія труб "h" над площиною трубної решітки (див. рис.6);

· Глибина розвальцьовування труб "L" (див. рис.6);

· Наявність отбуртовкі кінця труби (див. рис.8);

· Наявність зварювання в поєднанні труби з трубної гратами (див. рис.7)

2 Розрахунково-конструкторська частина.

2.1 Тепловий розрахунок апарата.

Вихідні дані. Проектований кожухотрубний теплообмінник призначений для пастеризації продукту від початкової (на вході в апарат) температури t 1 = 12 0 С, до кінцевої (на виході з апарату) t 2 = 70 0 С. Продуктивність апарату G = 2,8 . Продукт потрапляє в трубне простір примусово за допомогою насоса і рухається по трубах зі швидкістю w = 2,0 . Гріє пар підводиться в між трубне простір з температурою t п = 140 0 С. Теплообмінні труби Æ30'2, 5 мм (зовнішній діаметр d = 30 мм, товщина стінки d ст = 2,5 мм), довжина труб в пучку l Т = 2,5 м. Матеріал труб - мідь, товщина шару забруднення на поверхні трубок s = 0,001 г, абсолютна шорсткість внутрішньої стінки трубки D = 0,01. Коефіцієнт корисної дії (к.п.д) насоса = 0,8.

Середня різниця температур теплоносія і продукту , 0 С (за формулою (1.16)):

,

Dt б = t п-t 1 = 140-12 = 128 0 С, (2.1)

Dt м = t п-t 2 = 140-70 = 70 0 С. (2.2)

Так як = 1,829 <2, то середній температурний напір можна знаходити з певною точністю як середньоарифметичну різницю (відповідно формулою (1.17)):

 0 С.

Середня температура продукту t ср, 0 С:

t сер = t п-Dt ср = 140-99 = 41 0 С. (2.3)

Різниця температур теплоносія і стінки Dt 1, 0 С:

Dt 1 = (R 1 / R) Dt ср = (0,6) × 99 = 59,4 0 С (2.4) [1] Різниця температур стінки і продукту Dt 2, 0 С:

 0 С. (2.5)

Температура стінки з боку теплоносія Dt СТ1, 0 С:

t СТ1 = t п-Dt 1 = 140-59,4 = 80,6 0 С. (2.6)

Температура стінки з боку продукту Dt ст2, 0 С:

t ст2 = t ср + Dt 2 = 41 +33,66 = 74,66 0 С. (2.7)

Температура плівки конденсату теплоносія t пл, 0 С:

t пл = 0,5 (t п + t СТ1) = 0,5 (140 +80,6) = 110,3 0 С. (2.8)

Теплофізичні властивості плівки конденсату (при температурі плівки t пл = 110,3 0 С) (відповідно [6]): динамічний коефіцієнт в'язкості рідини m пл = 0,228 × 10 -3 (Па × с), питома теплоємність c пл = 4,2 × 10 3 , Коефіцієнт теплопровідності l пл = 0,682 і щільність r пл = 950 . Питома теплота конденсації пари (при температурі t п = 140 0 С) r = 2150 × 10 3 (Відповідно [6]).

Коефіцієнт тепловіддачі від пари, що гріє до стінок теплообмінних трубок a 1, :

(2.9)

.

Теплофізичні властивості продукту, який нагрівається (при температурі t сер = 41 0 С) (відповідно [6]): динамічний коефіцієнт в'язкості m пр = 0,719 × 10 -3 (Па × с), коефіцієнт об'ємного розширення b пр = 0,397 × 10 - 3 , Питома теплоємність c пр = 4159 , Коефіцієнт теплопровідності l пр = 0,634 і щільність r пр = 991 .

Теплофізичні властивості пристінкового шару продукту (при температурі t ст2 = 74,66 0 С) (відповідно [6]): коефіцієнт динамічної в'язкості m ст = 0,4 × 10 -3 (Па × с), питома теплоємність c ст = 4225 , Коефіцієнт теплопровідності l ст = 0,669 і щільність r ст = 975 .

Критерій Рейнольдса (Re) для потоку продукту:

(2.10)

Критерій Прандтля для потоку продукту (Pr) і для пристінного шару продукту (Pr ст):

, (2.11)

. (2.12)

Критерій Нуссельта (Nu) (для випадку розвинутого турбулентного руху рідин у трубах і каналах (Re> 10000) за формулою (1.8)):

Nu =

Nu = = 355.

Коефіцієнт тепловіддачі від стінки теплообмінних труб до продукту a 2, :

(2.13)

Термічний опір стінки (без урахування термічного опору забруднень) R ст, :

R ст = , [2] (2.14)

Загальний коефіцієнт теплопередачі між середовищами К, (За формулою (1.7)):

.

Теплове навантаження апарату (кількість тепла, яке передається через поверхню теплообміну від теплоносія до продукту) Q, (Вт) (за формулою (1.4)):

Q = Gc пр (t 2-t 1) = 2,8 × 4159 (70-12) = 675422 Вт

Необхідна поверхню теплообміну F, (м 2) (за формулою (1.1)):

(М 2).

Витрата теплоносія (пари, що гріє) G гр, :

. (2.15) [3]

2.2 Конструктивний розрахунок апарату

Площа перерізу усього потоку продукту (площа перерізу пучка труб) f, (м 2):

(М 2), (2.16)

Кількість труб n 1 у трубному пучку:

(2.17)

приймається n 1 = 3 теплообмінних труби в кожному ході за трубному простору.

Уточнене значення швидкості руху продукту w, :

. (2.18)

Розрахункова довжина однієї трубки в трубному пучку L, (м):

(М). (2.19)

Кількість ходів теплообмінника z:

, (2.20)

приймається z = 4 ходи по трубному простору кожухотрубного теплообмінника.

Необхідна кількість теплообмінних труб в трубній решітці n:

n = zn 1 = 4 × 3 = 12 труб. (2.21)

Діаметр трубної решітки D р, (мм):

(Мм), (2.22) [4]

Внутрішній діаметр кожуха теплообмінника D, (мм):

D = t (b-1) +4 d = 59,4 (5-1) +4 × 30 = 358 (мм), (2.23)

приймається для виготовлення кожуха теплообмінника труба Æ360х5 мм.

Живе перетин міжтрубного простору f мт, (м 2):

f мт = 0,785 ((D-2s) 2-nd 2) =

= 0,785 ((0,360-2 × 0,005) 2 -12 × 0,03 2) = 87,68 × 10 -3 (м 2). (2.24)

По рівнянню об'ємних витрат V, :

, (2.25)

визначаються діаметри патрубків d, м, для робочих середовищ:

. (2.26)

Діаметр патрубка для входу пари в апарат, d п, (м):

(М).

Діаметр патрубка для виходу конденсату пари, d к, (м):

(М).

Діаметр патрубка для входу продукту в апарат, d вх, (м):

(М).

Діаметр патрубка для виходу продукту з апарату, d вих, (м):

(М).

2.3 Гідравлічний розрахунок апарату

Повне гідравлічний опір теплообмінного апарату, DР (Па):

(2.27) [5]

Для ізотермічного турбулентного руху в гидравлічні - шорсткуватих трубах (відповідно / 6 /):

(2.28) [6]

Сума коефіцієнтів місцевих опорів x г у апараті:

, (2.29) [7]

(Па)

Потужність приводу насоса N, (Вт), необхідна для переміщення продукту по трубному простору теплообмінного апарату:

(Вт) (2.30) [8]

V = . (2.31)

N = (Вт).

2.4 Розрахунки на міцність

Допустимі напруги при розрахунку за граничними навантажень ємностей та апаратів, які працюють при статичних навантаженнях одноразових, визначаються згідно з ГОСТ 14249-89.

Розрахунок на міцність гладкою циліндричної обичайки кожуха, навантаженої внутрішнім надлишковим тиском, проводиться згідно з ГОСТ 14249-89.

Малюнок 11 -	Розрахункова схема обичайки кожуха теплообмінника

Виконавча товщина стінки обичайки s, (мм):

s ³ s р + з (2.32) [9]

(Мм), (2.33) [10]

з = з 1 + з 2 + з 3 (2.34) [11]

де з 1 = Пt = 0,1 × 15 = 1,5 (мм), (2.35) [12]

з = 1,5 +0 +0 = 1,5 (мм),

Виконавча товщина стінки обичайки s, (мм):

s ³ s р + з = 0,41 +1,5 = 1,91 (мм).

Відповідно наведеним у ДСТУ 3-17-191-2000 значень мінімальним товщин стiнок обичайок і днищ приймається s = 5,0 мм.

Внутрішнє надлишковий тиск, що допускається [р], (МПа):

(МПа) (2.36)

Умова застосування розрахункових формул (для обичайок і труб при D ( 200 мм ):

, (2.37)

умова виконується.

3 Розрахунки та вибір допоміжного обладнання.

3.1 Вибір насоса

Відповідно до технологічної схеми ділянки пастеризації продукту для перекачування продукту вибирається шість відцентрових насосів марки Х20/18 з параметрами: подача Q = 5,5 × 10 -3 , Напір Н = 10,5 (м), частота обертання вала n = 48,3 (з -1), коефіцієнт корисної дії h н = 0,6, приводний електродвигун типу АО2-31-2 потужністю N н = 3кВт.

	Рисунок 12 - Схема встановлення насоса

Обраний насос дозволяє досягти геометричної висоти підйому рідини H Г £ 11 м з урахуванням втрат напору на подолання гідравлічного опору теплообмінного апарату DР = 84453 Па.

3.2 Розрахунок обсягу накопичувального резервуара і зрівняльного бака для пастеризованого продукту.

Номінальний обсяг ємності накопичувального резервуара і зрівняльного бака для вихідного розчину пастеризованого продукту й конденсату:

(М 3), (3.1) [13]

Вибирається п'ять горизонтальних ємнісних апарату.

 

 

4 Новизна прийнятих конструктивних рішень

Теплообмінні апарати становлять численну групу теплосилового устаткування, займаючи значні виробничі площі та перевищуючи часто 50% вартості загальної комплектації в теплоенергетиці, хімічної, нафтопереробної та харчової промисловості, і ряді інших галузей. Тому правильний вибір теплообмінників представляється винятково важливим завданням.

До теперішнього часу можна виділити два найбільш поширених типи теплообмінних апаратів - кожухотрубні і пластинчасті.

Широко відомі традиційні кожухотрубні апарати, володіючи рядом переваг, разом з тим мають і дуже істотні недоліки. Зокрема - несприятливі масогабаритні характеристики, низькі показники надійності. Ці апарати майже завжди вимагають застосування вантажопідйомного обладнання, припускають наявність значних вільних площ і далеко не завжди можуть бути змонтовані, а тим більше замінені при ремонті без демонтажу конструкцій будівлі. Застосування в цих апаратах латунних і гладкостінних труб доповнює непривабливу технічну характеристику. Латунь за певних умов (які майже завжди створюються в теплообмінниках, застосовуваних в опаленні і гарячому водопостачанні) схильна до обесцінкованію навіть в прісній воді. Цинк потрапляє у воду гарячого водопостачання, крім того, відбувається руйнування стінок труб.

Але навіть і коли ці умови не створюються, посилюється вплив іншого негативного чинника - утворення накипу та інших відкладень на стінках труб, що призводить до втрати працездатності апаратів за критерієм "теплова ефективність".

Слід взяти до уваги і досить високі ціни на ці апарати внаслідок використання великої кількості кольорового металу.

На сьогоднішній день кожухотрубні теплообмінники на порядок поступаються пластинчастим теплообмінникам.

Порівняння пластинчастих теплообмінників з кожухотрубні теплообмінниками (див. рис.13)

Малюнок 13 - Теплообмінники

Зазвичай кожухотрубні теплообмінники ефективно використовуються при тисках теплоносія більше 25 кгс / см 2. Але при тисках до 25 кгс / см 2 пластинчасті теплообмінники є значно більш ефективними.

За аналогічних параметрах пластинчасті теплообмінники в 3-6 разів менше за габаритами і складають 1 / 6 від ваги кожухотрубних теплообмінників. Таким чином, економляться не тільки площі під установку, але і знижуються початкові витрати. Конструкція кожухотрубного теплообмінника забезпечує набагато менші коефіцієнти теплопередачі, ніж пластинчастого при аналогічній втраті тиску. Навіть у найкращих кожухотрубних теплообмінниках значні поверхні труб знаходяться в мертвих зонах, де відсутня теплопередача. На відміну від кожухотрубних пластинчасті теплообмінники можуть бути легко розібрані для обслуговування і ремонту без демонтажу підвідних трубопроводів. Для обслуговування пластинчастих теплообмінників потрібна площа в 3-6 разів менше, ніж для кожухотрубних.

Основні переваги використання пластинчастих теплообмінників.

1. Економічність і простота обслуговування.

При засміченні пластинчастий теплообмінник може бути розібраний, промитий і зібраний протягом 4-6 годин. У кожухотрубних теплообмінниках процес очищення трубок часто веде до їх руйнування і заглушення.

2. Низька загрязняємость поверхні теплообміну внаслідок високої турбулентності потоку рідини, утвореною рифленням, а також якісного полірування теплообмінних пластин.

3. Термін експлуатації першої вихідної з ладу одиниці - ущільнювальної прокладки - у провідних європейських виробників досягає 10 років. Термін роботи теплообмінних пластин - 20-25 років. Вартість заміни ущільнень коливається в межах 15-25% від вартості пластинчастого теплообмінника, що економніше аналогічного процесу заміни латунної трубної групи в кожухотрубні теплообмінники, складовою 80-90% від вартості апарата.

4. Вартість монтажу пластинчастого теплообмінника складає 2-4% від вартості обладнання, що на порядок нижче, ніж у кожухотрубного теплообмінника.