Материал: Проектування вертикального кожухотрубного теплообмінника

де а - коефіцієнт температуропровідності, м/с.

Число Прандтля для сусла при 38,0 ° С Pr=1,337, при температурі стінки 31,75 ° С Prст=1,439.

Число Прандтля для води при 25,5 ° С Pr=6,141, при температурі стінки 31,75 °С Prст=5,239.

Число Нуссельта для тепловіддачі від сусла до стінки розраховуємо за критеріальним рівнянням [4, с. 45]:

= 0,21Re0,8Pr0,43 Pr/Prст)0,25

= 0,21×178100,8×1,3370,43× 1,337/1,439)0,25 = 586,4.

Число Нуссельта для тепловіддачі від води до зовнішньої стінки розраховуємо за критеріальним рівнянням [4, с. 45]:

= 0,41Re0,6Pr0,33 Pr/Prст)0,25

Визначальним розміром є діаметр труби, визначальною швидкістю є швидкість у найвужчому перерізі ряду.= 0,41×45150,6×6,1410,33× 6,141/5,239)0,25=0,41×155,9×1,82×1,04=121,0

Визначаємо коефіцієнт тепловіддачі від води до зовнішньої поверхні трубок α2:

Визначаємо термічний опір матеріалу стінки [4, с. 47]:

де δст - товщина стінки, м;

λст- коефіцієнт теплопровідності стінки, для мельхіору 40 Вт/ м×К).

Розраховуємо загальний коефіцієнт передачі між середовищами

де К - коефіцієнт теплопередачі, Вт/ м2×К).

Цикл №1.

Розраховуємо різницю теплових навантажень з обох боків трубки:

А= α1Dt1 - α2Dt2

де А - різниця теплових навантажень, Вт/м2;

Dt1 - різниця температури сусла і внутрішнього боку стінки, К;

Dt2 - різниця температури зовнішнього боку стінки і води, К.

А= 23288× 38-31,75) - 3686× 31,75-25,5) = 122512,5 Вт/м2.

Необхідно, щоб різниця теплових навантажень з обох боків трубки не перевищувала 5%. Якщо ця умова не виконується, то відповідно до розрахованих вище значень теплових опорів знову визначаємо температуру зовнішнього та внутрішнього боку стінки. Після цього повторюємо розрахунок коефіцієнтів тепловіддачі та перевірку.

Ці розрахунки повторюємо циклічно до тих пір, доки значення різниці теплових навантажень з обох боків трубки не знизиться до 5 %.

Перевіряємо умову, щоб різниця теплових навантажень з обох боків трубки не перевищувала 5%:

|A|- 0,05α1Dt1 £ 0

,5 - 0,05´23288´ 38-31,75) = 122512,5 - 7277,5 = 115235 > 0.

Умова не виконується, тому переходимо до наступного циклу уточнення параметрів процесу теплообміну.

Цикл №2.

Різницю температури сусла та температури стінки розраховуємо за формулою [4, с. 47]:

де Dt1 - різниця температури сусла та стінки, К;- коефіцієнт теплопередачі, Вт/ м2×К);

α1 - коефіцієнт тепловіддачі від сусла до стінки, Вт/ м2×К);

Розраховуємо температуру стінки з боку сусла:ст = t1сер - Dt1), 21)ст = 38 - 1,38 = 36,62 С°.

Різницю температури води та температури стінки розраховуємо за формулою [4, с. 47]:

Розраховуємо температуру стінки з боку води:

ст = t2сер - Dt2

ст = 25,5 + 8,71 = 34,21 С°.

Число Прандтля для сусла при температурі стінки 36,62 ° С. Prст=1,359.

Число Прандтля для води при температурі стінки 34,21 ° С Prст=4,960.

Розраховуємо число Нуссельта для тепловіддачі від сусла до стінки:= 0,21×178100,8×1,3370,43× 1,337/1,359)0,25 = 596,0.

Визначаємо коефіцієнт тепловіддачі від сусла до внутрішньої поверхні трубок α1:

.

Розраховуємо Число Нуссельта для тепловіддачі від води до зовнішньої стінки:= 0,41×45150,6×6,1410,33× 6,141/4,960)0,25= 123,3.

Визначаємо коефіцієнт тепловіддачі від води до зовнішньої поверхні трубок α2 [4, с. 44]:.

.

Розраховуємо загальний коефіцієнт передачі між середовищами

Розраховуємо різницю теплових навантажень з обох боків трубки:

А= 23670× 38-36,62) - 3756× 34,21-25,5) = -50,16 Вт/м2.

Перевіряємо умову, щоб різниця теплових навантажень з обох боків трубки не перевищувала 5%:

,16 - 0,05´23670´ 38-36,62) = 50,16 - 1633,2 = -1583 < 0.

Умова виконується, тому розраховані параметри процесу теплообміну приймаємо як остаточні для наступних етапів розрахунку.

.3 Розрахунок основних робочих елементів

Під час роботи теплообмінника на поверхні теплообміну відкладаються білки та інші забруднення. Вплив забруднень враховуємо, вводячи коефіцієнт використання поверхні теплообміну j. Дійсний коефіцієнт теплопередачі розраховуємо за формулою [4, с. 44]:

КД=jК

де КД - дійсний коефіцієнт теплопередачі, Вт/ м2×К);

j - коефіцієнт використання поверхні теплообміну, од.

Приймаємо j = 0,9. Тоді:

КД = 0,9´2607 = 2346 Вт/ м2×К).

З конструктивних міркувань теплообмінник що проектується, має один хід зовнішнього теплоносія вода) та парну кількість внутрішньотрубних. Таким чином схема руху теплоносіїв послідовно-змішана.

Для розрахунку теплообміну застосовуємо графоаналітичний метод [8, с. 253], який базується на використанні коефіцієнту y, яким коригується значення різниці температур між гарячим та холодним теплоносієм.

Схемі руху теплоносіїв у теплообміннику відповідає графік [8, с. 263] рис. 2). Для визначення y необхідно розрахувати значення допоміжних параметрів P, та R [8, с. 254]:

.

де - значення температурного напору, скориговане згідно схеми руху теплоносіїв, К.

Теплове навантаження теплообмінника Вт) визначаємо за формулою

Q=15×3761,6× 15-61) = - 2595504 Вт.

Рис. 2. Значення коефіцієнту y для теплообмінника з паралельно-змішаним током

З основного рівняння теплопередачі [4, с. 43] визначаємо орієнтовну площу поверхні теплопередачі:

де F - площа поверхні теплопередачі, м2.

Виходячі з заданої продуктивності апарату і швидкості руху рідини, по рівнянню витрати визначаємо площу прохідного перерізу трубок одного ходу [4, с. 48]

де: f1 - площа поперечного перерізу, м2;- витрата рідини, кг/с;

r - густина рідини, кг/м3;

ω - швидкість руху рідини у трубках, м/с.

Визначаємо кількість трубок в одному ході n1 відповідно до формули

де n1 - кількість трубок в одному ході, од.;вн - внутрішній діаметр трубки, м.

За конструктивних міркувань приймаємо трубки мельхіорові [5] Æ20´3 мм, тобто dвн=0,014 м. Розраховуємо кількість трубок:

Приймаємо по 42 трубки у кожному ході.

Розрахункова довжина трубок при одному ході [4, с. 48]:

де: L - розрахункова довжина однієї трубки, м;- площа поверхні теплообміну, м2;- розрахунковий діаметр трубки, приймаємо середнє значення 0,017 м.

Розраховуємо кількість ходів трубного простору [4, с. 49]:

де z - кількість ходів трубного простору, од;- робоча довжина трубок, яку приймаємо згідно [7] рівною 6,0 м.

Приймаємо кількість ходів z=8.

.4 Конструктивний розрахунок

З метою наближення процесу теплообміну до протитечійного внутрішній простір циліндричного корпусу розділяємо вертикальними переділами на 4 симетричні сектори. Вода послідовно проходить всі чотири сектори. В двох секторах вода рухається вниз, в двох інших - вгору. Для забезпечення руху води в трьох переділах вирізано вікна - у двох знизу, в одному зверху. Переділ, який знаходиться між вхідним та вихідним патрубками води - суцільний по всій висоті.

Рух сусла відбувається по пакетах труб, в кожному з яких 42 трубки. У кожному з чотирьох секторів розміщено по два пакети труб: в одному сусло рухається вниз, в іншому - вгору.

З конструктивних міркувань труби розміщено діагональними рядами. Один з пакетів включає три ряди по 12, 14 та 16 трубок, другий два ряди по 20 та 22 трубок рис. 3).

Таким чином середня кількість трубок у ряду дорівнює 17.

З метою забезпечення рівномірного обтікання водою усіх труб в кожному секторі встановлено горизонтальні переділи, які мають вирізи для перетікання води. Вирізи розміщуються по черзі - біля центру корпусу, та біля периферії корпусу.

Конструкція корпусу та внутрішніх переділів, розташування трубок забезпечують можливість безперешкодного виготовлення та складання конструкції.

За умови закріплення труб у трубній решітці шляхом розвальцювання крок розміщення приймаємо [4, с. 49]:

= 1,3dзов

де t - крок розміщення трубок у решітці, мм;зов - зовнішній діаметр трубок, мм.= 1,3×20 = 26 мм.

Рис. 3. Розміщення трубок у теплообміннику

Середню швидкість течії води у найвужчому перерізі ряду трубок розраховуємо за формулою:

де rв - густина води, 997 кг/м3; при 25,5 ° С [3, с. 54]-середня кількість трубок в одному ряді: 17 од;- відстань між поперечними переділами, приймаємо 720 мм.

Визначаємо розміри патрубків за формулою [4, с. 50]:

де d - внутрішній діаметр патрубка, м

w - швидкість рідини у патрубку, м/с.

Приймаємо швидкість сусла та води у патрубках рівними w = 2 м/с.

Діаметр патрубків для сусла.

Діаметр патрубків для води.

Приймаємо для сусла та води патрубки з труби Æ 108×8 мм.

2.5 Гідравлічний розрахунок

Потужність, яка необхідна для переміщення теплоносія через апарат, визначаємо за формулою [4, с. 50]:

де N - потужність, Вт;- об’ємна витрата рідини, м3/с;

Dp - перепад тиску в апараті, Па;- К.К.Д. насосу, од.

Гідравлічний опір апарату складається з втрат тиску на подолання опору тертя Dртер та на подолання місцевих опорів Dрм.о. [4, с. 51]:

де λ - коефіцієнт опору тертя, од;коефіцієнт місцевого опору, од.

.5.1 Гідравлічний розрахунок для сусла

Шорсткість трубок з мельхіору приймаємо рівною D=0,005 мм.

Перевіряємо умову вибору рівняння для розрахунку коефіцієнту тертя води по стінках трубок [4, с. 51]:

> 500×0,014/D = 1400.

Умова виконується, тобто течія відбувається у режимі квадратичного опору. Тому коефіцієнт опору тертя розраховуємо за формулою [4, с. 51]:

Обчислюємо суму коефіцієнтів місцевого опору приблизно):

Обчислюємо гідравлічний опір руху сусла в теплообміннику:

Обчислюємо потужність, яку споживає електронасосний агрегат, що перекачує сусло:

2.5.2 Гідравлічний розрахунок для води.

Коефіцієнт місцевого опору для гладкотрубчатих коридорних пакетів труб розраховуємо за формулою [9, с. 576]:

де z - кількість рядів трубок, од.

Обчислюємо суму коефіцієнт місцевого опору приблизно):

Обчислюємо гідравлічний опір руху води в теплообміннику:

Обчислюємо потужність, яку має споживати електронасосний агрегат, що перекачує воду:

При таких малих значеннях гідравлічного опору та потужності доцільно використовувати тиск, який є в існуючому заводському трубопроводі артезіанської води, або зробити напірний збірник води.

2.6 Розрахунок теплової ізоляції

Тепловиділяючі поверхні обладнання повинні бути ізольовано із розрахунку, щоб температура зовнішньої поверхні не перевищувала 35 °C. Ізоляція повинна бути рівною, стійкою до вологи, механічних пошкоджень та незаймистою.

Товщину теплоізоляційного слою циліндричного корпусу по заданій температурі визначаємо як для маловигнутої поверхні за формулою [4, с. 53]:

де δ - товщина шару теплоізоляції, м;

αпов - коефіцієнт тепловіддачі від поверхні апарату, Вт/ м2×К);

λ - коефіцієнт теплопровідності матеріалу ізоляції, Вт/ м×К);- температура під ізоляцією, ° С;- температура на поверхні ізоляції, ° С;- температура оточуючого повітря, ° С.

Коефіцієнт тепловіддачі від поверхні апарату до оточуючого повітря у закритому приміщенні визначаємо за формулою [4, с. 47]:

αпов = 9,76 + 0,07 t - t2)

Приймаємо: t2 = 10° С, розраховуємо αпов:

αпов = 9,76 + 0,07× 35 - 10) = 11,51 Вт/ м2×К).

У якості теплоізоляційного матеріалу приймаємо пінопласт, λ=0,047 Вт/ м×К), [4, с. 194]. Розраховуємо товщину теплоізоляції:

Теплообмінник потребує теплоізоляції лише одного сектора, де температура води зростає вище за 35 °C.

Температура деяких секторів кришки може бути більше 35 °C, але кришки теплообмінників зазвичай не ізолюються.

3. Техніко-економічні показники

Визначаємо оптимальну шляхом аналізу на мінімум функції залежності сумарних грошових витрат на здійснення процесу від швидкості руху сусла )

К ω)= К ω)о+ К ω)е

де К ω) - сумарні витрати, як функція швидкості руху сусла, грн.;