Процесы и апараты

Найважливішою вимогою  є відповідність апарата технологічному процесу обробки даного продукту. Це досягається за таких умов: підтримка необхідної температури процесу, забезпечення можливості регулювання температурного режиму; відповідність робочих швидкостей продукту мінімальне необхідній тривалості перебування продукту в апараті; вибір матеріалу апарата відповідно до хімічних властивостей продукту; відповідність апарата тискам робочих середовищ.

Другою вимогою  є висока ефективність і економічність  роботи апарату, пов'язані з підвищенням  інтенсивності теплообміну й  одночасно з дотриманням оптимальних  гідравлічних опорів апарату. Ці вимоги звичайно виконуються при дотриманні наступних умов: достатні швидкості однофазних робочих середовищ для здійснення турбулентного режиму; сприятливий відносний рух робочих середовищ (звичайно краще протиток); забезпечення оптимальних умов для відведення конденсату і неконденсуючий газів (при паровому обігріві); досягнення порівняних термічних опорів по обидва боки стінки поверхні нагріву; запобігання можливості забруднення і легке чищення поверхні нагрівання, мікробіологічна чистота і ін.

 Істотними  вимогами є також компактність, мала маса, простота конструкції,  зручність монтажу і ремонту  апарату. З цієї точки зору  впливають наступні фактори: конфігурація поверхні нагрівання; спосіб розміщення та кріплення трубок в трубних решітках; наявність і тип перегородок, ущільнень, будова камер, коробок, днищ; габаритні розміри апарату і ін.

Ряд факторів визначає надійність роботи апарата й зручність  його експлуатації: компенсація температурних  деформацій, міцність і щільність  рознімних з'єднань, доступ для огляду і чищення, зручність контролю за роботою апарату, зручність з'єднання  апарата з трубопроводами і ін.

Ці основні  вимоги повинні бути покладені в  основу конструювання і вибору теплообмінних апаратів. При цьому найбільше значення має забезпечення заданого технологічного процесу в апараті.

1.3    Кожухотрубний теплообмінник

Кожухотрубні  теплообмінники застосовуються тоді, коли потрібна велика поверхня теплообміну, тобто для випаровування і  конденсації теплоносіїв в різних технологічних процесах, а також  для нагрівання і охолоджування  рідин і газів. В більшості  випадків пара (гарячий теплоносій) вводиться в міжтрубний простір, а рідина, що нагрівається, протікає по трубах. Забруднені потоки (наприклад, запорошені гази або суспензії) слід направляти в трубки, а не в міжтрубний простір (оскільки трубки легше очищати).

Кожухотрубчатий теплообмінник є апаратом, що складається з пучка

труб , щільно закріплених в трубних решітках  і обмежених кожухом і кришками  з штуцерами. Кришки і труби утворюють трубний простір, а між кожухом і зовнішньою поверхнею труб є міжтрубний простір.

В горизонтальних теплообмінниках ці перегородки  є одночасно проміжними опорами  для труб.

Кожухотрубні  теплообмінники: дуже поширені в різних сферах промисловості, дають можливість створювати великі поверхні теплообміну  в одному апараті, прості у виготовленні і надійні в експлуатації.

Через малу швидкість  руху теплоносіїв одноходові теплообмінники працюють з низьким коефіцієнтом тепловіддачі. Щоб збільшити швидкість  руху теплоносіїв, застосовують багатоходові теплообмінники, в яких пучок труб за допомогою поперечних перегородок, встановлених у кришках, розділений на кілька секцій, по яких теплоносій проходить  послідовно.

Труби в трубних  решітках розміщують переважно по периметру  правильного шестикутника.

При проектуванні кожухотрубних теплообмінників  теплоносій, що найбільше забруднює  поверхню теплообміну, спрямовують  у труби які легше очищати.

Незважаючи на те, що теплообмінні апарати розрізняють  за принципом дії, будовою, типом  теплоносіїв і призначенням, можна  сформувати ще й основні вимоги теплового, гідродинамічного, експлуатаційного і  технічного характеру, які треба  враховувати при виборі типу, розрахунку і конструктивній розробці теплообмінної  апаратури.

В одноходових  кожухотрубних теплообмінниках  досить великої швидкості в трубах, а також, і високого коефіцієнта  тепловіддачі можливо досягти тільки при значних витратах середовища, що в них рухається. Це пояснюється  відносно великим сумарним поперечним перерізом труб. Тому такі апарати застосовують, коли швидкість процесу визначається, величиною коефіцієнта тепловіддачі в між трубному просторі, а також як кип'ятильники.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 Розрахунково-конструкторська частина

2.1    Тепловий розрахунок апарату

Вихідні дані. Проектуємий  кожухотрубчатий теплообмінник  призначений для пастеризації продукту від початкової (на вході в апарат) температури t₁=28 ⁰С, до кінцевої (на виході з апарату) t₂=75 ⁰С. Продуктивність апарату G=2,3 кг/с. Продукт потрапляє у трубний простір примусово за допомогою насосу та рухається по трубах зі швидкістю w=2,5 м/с. Гріюча пара підводиться у між трубний простір з температурою t_п=112 ⁰С. Теплообмінні труби Æ30´2,5 мм (зовнішній діаметр d=30 мм, товщина стінки d_ст=2,5 мм), довжина труб у пучку l_Т=2,5 м. Матеріал труб — мідь, товщина шару забруднення на поверхні трубок s=0,001 м, абсолютна шорсткість внутрішньої стінки трубки D=0,01. Коефіцієнт корисної дії (к.к.д) насосу h=0,8.

Середня різниця температур теплоносія та продукту , ⁰С:

,

Dt_б=t_п-t₁=112-28=84 ⁰С,         (2.1)

Dt_м=t_п-t₂=112-75=37 ⁰С.         (2.2)

Так як (Dt_б/Dt_м)=2,27>2, то середній температурний напір можна знаходити так:

⁰С.

Середня температура продукту t_ср, ⁰С:

t_ср=t_п-Dt_ср=112-57,32=54,68 ⁰С.        (2.3)

Різниця температур теплоносія та стінки Dt₁, ⁰С:

 

 

Dt₁=(R₁/R)Dt_ср=(0,6)×57,32=34,39 ⁰С.       (2.4)

Різниця температур стінки та продукту Dt₂, ⁰С:

⁰С.               (2.5)

Примітка — Відношення термічного опору з боку  теплоносія до загального термічного опору R₁/R=0,6 та відношення термічного опору стінок (за рахунок матеріалу стінок та забруднень) до загального термічного опору R_ст/R=0,06 приймається відповідно /5/.

Температура стінки з боку теплоносія Dt_ст1, ⁰С:

t_ст1=t_п-Dt₁=112-34,39=77,61 ⁰С.        (2.6)

Температура стінки з боку продукту Dt_ст2, ⁰С:

t_ст2=t_ср+Dt₂=54,68+19,49=74,17 ⁰С.       (2.7)

Температура плівки конденсату теплоносія t_пл, ⁰С:

t_пл=0,5(t_п+t_ст1)=0,5(112+77,61)=94,8 ⁰С.      (2.8)

Теплофізичні властивості  плівки конденсату (при температурі  плівки t_пл=94,8 ⁰С) (відповідно до /2/): динамічний коефіцієнт в’язкості рідини m_пл=0,284×10^-3 Па×с, питома теплоємність c_пл=4200 Дж/(кг×К), коефіцієнт теплопровідності l_пл=0,679 Вт/(м×К) та густина r_пл=962 кг/м³. Питома теплота конденсації пару (при температурі t_п=112 ⁰С) r=2227×10³ Дж/кг (відповідно до /2/).

Коефіцієнт тепловіддачі від граючої пари до стінок теплообмінних  трубок a₁, Вт/(м²×К):

                    (2.9)

Вт/(м²×К).

Теплофізичні властивості  продукту, який нагрівається (при температурі t_ср=54,68 ⁰С) (відповідно до /2/): динамічний коефіцієнт в’язкості m_пр=0,548×10^-3

 

Па×с, об’ємного розширення b_пр=0,50×10^-3 1/⁰С, питома теплоємність c_пр=4145 Дж/(кг×К), коефіцієнт теплопровідності l_пр=0,652 Вт/(м×К) та густина r_пр=985 кг/м³.

Теплофізичні властивості  пристіночного шару продукту (при  температурі t_ст2=74,17 ⁰С) (відповідно до /2/): коефіцієнт динамічної  в’язкості m_ст=0,392×10^-3 Па×с, питома теплоємність c_ст=4224 Дж/(кг×К), коефіцієнт теплопровідності l_ст=0,669 Вт/(м×К) та густина r_ст=975 кг/м³.

Критерій Рейнольдса Re для потоку продукту:

                     (2.10)

Критерія Прандтля для  потоку продукту Pr та для пристіночного шару продукту Pr_ст:

,                           (2.11)

.                 (2.12)

Критерій Нуссельта Nu (для випадку розвиненого турбулентного руху рідин в трубах і каналах (Re>10000):

Nu=0,021Re^0,8Pr^0,43(Pr/Pr_ст)^0,25=

=0,021×112340^0,8×3,48^0,43×(3,48/2,48)^0,25=428,82.

Коефіцієнт тепловіддачі від стінки теплообмінних труб до продукту a₂, Вт/(м²×К):

Вт/(м²×К)            (2.13)

           Термічний опір стінки ( без врахування  термічного опору забруднень) R_ст, (м²×К)/Вт:

R_ст=d_ст/l_ст=0,0025/384=6,51×10^-6(м²×К)/Вт,               (2.14)

Загальний коефіцієнт теплопередачі  поміж середовищами К, Вт/(м²×К):

Вт/(м²×К).

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

Q=Gc_пр(t₂-t₁)=2,3×4145(75-28)=448074,5 Вт.

            Потрібна поверхня теплообміну  F, м²:

м².

Витрата теплоносія (граючої  пари) G_гр, кг/с:

кг/с.                         (2.15)

х – коефіцієнт, який враховує витрати в навколишнє середовище.

2.2 Конструктивний  розрахунок апарату

 

Площа перетину всього потоку продукту (площу перетину пучка труб) f, м²:

м², (2.16)

Кількість труб n₁ у трубному пучку:

, (2.17)

приймається n₁=2 теплообмінних труб у кожному ході по трубному простору.

Уточнене значення швидкості  руху продукту w, м/с:

 (2.18)   м/с.

Розрахункова довжина  однієї трубки у трубному пучці L, м:

м. (2.19)  Кількість ходів теплообмінника z:

z=L/l_Т=11,8/2,5=4,72, (2.20)  приймається z=5 ходів по трубному простору кожухотрубчатого теплообмінника.

Необхідна кількість теплообмінних  труб у трубній решітці n:

n=zn₁=5×2=10 труб. (2.21)

Діаметр трубної решітки  D_р, мм:

мм, (2.22)

Внутрішній діаметр кожуху теплообмінника D, мм:

D=t(b-1)+4d=70(3-1)+4×30=260 мм, (2.23)

приймається для виготовлення кожуху теплообмінника труба Æ325´5 мм.

Живий переріз міжтрубного  простору f_мт, м²:

f_мт=0,785((D-2s) ²-nd ²)= (2.24)

=0,785((0,325-2×0,005) ²-10×0,03 ²)=70,83×10^-3 м².

За рівнянням об’ємних витрат V, м³/с:

, (2.25)

визначаються діаметри патрубків  d, м, для робочих середовищ:

. (2.26)

Діаметр патрубка для входу  пару в апарат d_п, м:

м.

Діаметр патрубка для виходу конденсату пару d_к, м:

м.

Діаметр патрубка для входу  продукту у апарат d_вх, м:

м.

Діаметр патрубка для виходу продукту із апарат d_вих, м:

м.

2.3 Гідравлічний  розрахунок апарату

Повний гідравлічний опір теплообмінного апарату DР, Па:

                                    (2.27)    

Па

Для ізотермічного турбулентного  руху в гідравлічно шорстких трубах (відповідно до /2/):

                                                             (2.28)       

Сума коефіцієнтів місцевих опорів x_м у апараті:

                                                            (2.29)

,                                                                                                                                                                                                          

Д   е

x i – коефіцієнти місцевих опорів (вхідна і вихідна камери x1=1,5, вхід в          в  труби та вихід з них x2=1, поворот на 1800 між ходами x3=2,5.

Потужність приводу насосу N, Вт, потрібна для переміщення продукту по трубному простору теплообмінного апарату:

 

Вт,                                              (2.30)

Де	V – об’ємна витрата продукту, м3/с; h – коефіцієнт корикорисної дії насоса.

V=G/r_пр=2,3/985=2,3×10^-3м³/с.                                                 (2.31)

2.4 Розрахунки  на міцність

Допустимі напруги при  розрахунку по граничним навантаженням  посудин та апаратів, що працюють при  статичних одноразових навантаженнях, визначаються згідно ГОСТ 14249-89.

Розрахунок на міцність гладкої  циліндричної обичайки кожуху, навантаженої внутрішнім надлишковим тиском, проводиться  згідно ГОСТ 14249-89.

Рисунок 1 – розрахункова схема обичайки кожуху теплообмынника

Виконавча товщина стінки обичайки s, мм:

s³s_р+с=0,241+1,5=1,624 мм,                          (2.32)

де s_р – розрахункова товщина стінки обичайки, мм; с – сума збільшень до розрахункової товщини стінки, мм.

мм,        (2.33)

де р – розрахунковий внутрішній надлишковий тиск, МПа; D – внутрішній діаметр посудини, мм; [s] – допустимі напруги для матеріалу обичайки кожуху при розрахунковій температурі стінки, МПа; j_р=1,0 – коефіцієнт міцності подовжнього стикового зварного шва (обичайка кожуха не має останнього завдяки вибору для її виготовлення труби).