Конструктивный и тепловой расчет секционного водо - водяного подогревателя теплосети

 

Рисунок1.8. Вертикальный испаритель типа ИСВ.

1 – корпус; 2 – греющая  секция; 3 – перегородка; 4 – трубка  для отсоса воздуха из греющей

камеры в корпус вторичного пара; 5 – поплавковый регулятор  питания; 6 – трубопровод

химически очищенной  воды; 7 – спускной патрубок для опорожнения; 8 – пеноразмывочное

устройство; 9 – лаз; 10 – конденсатотводчик; 11 – уровень  воды («зеркало» испарения).

 

 

Таблица 1.2 Физико-механические свойства пропитанного графита и

графитопласта АТМ – 1.

 

Наименование показателей	Пропитанный графит	Графопласт АТМ - 1
Плотность, (кг/м2) 10-2	1,8 – 1,85	1,80 – 1,85
Предел прочности при  сжатии, МПа	70 – 100	70 – 100
То же, кг/см2	700 – 1000	700 – 1000
Теплостойкость,  С	170	130
Теплопроводность, Вт/(м2 * С)	93 – 116,3	35 – 40
Водопоглащение, г/дм2	0,07 – 0,15	0,01 – 0,1

 

На рисунке 1.9, а представлена принципиальная конструкция графитового  кожухоблочного теплообменника, предназначенного для нагрева или испарения  кислот насыщенным водяным паром  под давлением 3*10⁵ Па. Он имеет четыре цилиндрических блока, в каждом из которых имеются маленькие горизонтальные круглые отверстия, соединяющиеся с большим вертикальным цилиндрическим отверстием. Блок имеет также большое число маленьких вертикальных отверстий. Греющий пар поступает в металлический кожух и конденсируется в маленьких горизонтальных отверстиях. Конденсат стекает по большой вертикальной трубе, образованной блоками. Агрессивная жидкость (кислота) проходит по мелким вертикальным трубкам и нагревается. Крышки теплообменника, соприкасающиеся с кислотой, также выполнены из графита.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1.9. Схемы кожухоблочного теплообменника с круглыми графитовыми  блоками и

теплообменника с графитовыми  трубками, крышками и металлическим  корпусом.

а – кожухоблочный  теплообменник; б – графитовый блок; в – трубчатый теплообменник;

1 – металлический  кожух; 2 – графитовый блок; 3 –  металлические фланцы; 4 – анкерная  связь;

5 – крышки из графита; 6 – трубки из графита.

 

2. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

 

2.1. Конструктивный  расчет.

2.1.1.  Определяем среднюю температуру греющей воды

По таблице 1 (Приложение 1) находим:

1. Удельная теплоемкость  воды С_р1 = 4,233 *10 ³ Дж / кг*К

2. Коэффициент теплопроводности  воды  l_ж1 = 0,685 Вт /м*К

3. Коэффициент кинематической вязкости n_ж1 = 0,272 * 10 ^-6 м² / с

4. Критерий Прандтля  при средней температуре теплоносителя 

Р_rж1 = 1,60

5. а_ж1 = 1,700 * 10^-7 м² / с

 

2.1.2.  Находим средний объемный расход  воды, протекаемой в

       межтрубном пространстве

 

Здесь

2.1.3.  Определяем среднюю температуру нагреваемой воды

По таблице 1 (Приложение 1) находим значения параметров:

  1. С_р2 =4,195 *10 ³ Дж / кг*К

2. l_ж2 = 0,675 Вт /м * К

3. n_ж2 = 0,365 * 10 ^-6 м² / с

4.Р_rж2 = 2,21

5. а_ж2 = 1,650 * 10^-7 м² / с

2.1.4.Находим  средний объемный расход нагреваемой  жидкости

 

 

Здесь

2.1.5. Определяем суммарную площадь поперечного сечения трубок

                  секции

Здесь  = 1,5 м/c – скорость течения жидкости в трубках.

2.1.6. Определяем количество трубок

 

По таблице 2 (Приложение 1) находим ближайшее конструктивное

число трубок (при расположении трубок по концентрическим 

окружностям)

n₂¢ = 62 шт., такому количеству трубок соответствует отношение

  , где

S -  шаг по радиусу, м

        - диаметр решетки, м

Принимаем шаг по радиусу, равный

S = 1,4 * d_нар = 1,4 * 0,016 = 0,0224 м

2.1.7. Определение внутреннего диаметра корпуса аппарата

      

Здесь - зазор между решеткой и корпусом;

2.1.8. Определяем площадь поперечного сечения корпуса

2.1.9. Определяем площадь, занятую трубками

                     

2.1.10. Определяем площадь межтрубного пространства

2.1.11. Определение отношения площадей

2.1.12. Определяем скорость воды в межтрубном пространстве

 

Таким образом, на основе полученных размеров теплообменного аппарата произведем тепловой расчет с определением поверхности нагрева и количества секций.

2. Тепловой  расчет теплообменника

 

       2.2.1.Определение коэффициента теплоотдачи от греющей воды к

              стенкам труб.

а). Определение критерия Рейнольдса:

    ,            

,

 

б). Определяем критерий Нуссельта:

Pr_cт1 - определяется по (по приложению 1, таблицы 1)

в). Определение коэффициента теплоотдачи

2.2.2. Определение коэффициента теплоотдачи от стенки трубки к нагреваемой жидкости

а) Определение критерия Рейнольдса:

;

б) Определение критерия Нуссельта: 

         Pr_ст2 определяется по (приложение 1, таблица 1).

в) Определение коэффициента теплоотдачи

 

2.2.3. Определение коэффициента теплопередачи

 толщина стенки

 

2.2.4. Определение поверхности нагрева подогревателя

,   где ∆t_ср определяется:

2.2.5.  Определение длины трубок в секции

,  где 

2.2.6  Определение числа секций

Поскольку стандартная длина секции в соответствии с межведомственной нормалью составляет l_сек =4,08м, то число секций определяется по формуле:

На основании расчетных  данных по таблице № 3 выбираем стандартный  теплообменник марки ВВПЛ-200.

Данные подогревателя типа ВВПЛ – 200, состоящего из одной секции:

• наружный диаметр корпуса D_н  = 219 мм;
• внутренний диаметр корпуса D_вн = 207 мм;
• число трубок в секции n = 69 шт.;
• удельная поверхность нагрева F_у = 3,33 м²/м;
• поверхность нагрева одной секции нормальной длины F = 13,3 м²;
• площадь живого сечения межтрубного пространства f_МТ = 0,0198 м²;
• отнош-е площади межтрубного простр-ва к площади трубок f_М / f_Т = 1,75

Основные размеры:

d _н  = 168 мм

d _н1  = 168 мм

L₃ = 4917 мм

Н = 500 мм

Вес одной секции с калачом = 327 кг.

 

 

3 Гидравлический  расчёт теплообменника

 

Гидравлический расчёт устанавливает затрату энергии  на движение теплоносителя через  аппарат, позволяет выбрать насос  и электродвигатель к нему. Произведём расчёт гидравлических потерь для горячей движущей воды в межтрубном пространстве. Расчётная схема (см. чертёж).

Исходные данные:

- скорость движения  горячей воды: υ = 0,65 м/с

- диаметр: d _экв = 0,024 м

- количество штуцеров: 4 шт.

- средняя температура: t_ср = 35 ⁰С

- коэффициент кинематической  вязкости: ν₁ = 0,272*10^-6 м³/с

- плотность воды горячей: 

- длина трубы: Σ L = 3,6 м

3.1.1. Определяем  путевые гидравлические потери  в межтрубном пространстве:

Поскольку число Рейнольдса: Re_ж1 = 57352,9, то поток турбулентный, для которого находим величину:

(здесь e- шероховатость; е =0,2*10^-3 м), следовательно,  путевые потери будут равны:

3.1.2. Определяем  гидравлические потери на местных  сопротивлениях в межтрубном  пространстве:

Определяем сумму коэффициентов местных сопротивлений, руководствуясь

табличными значениями рекомендуемые в [3].

Составим таблицу  коэффициентов

Вид сопротивления	Количество	ξмс	ξΣ
1. Вход в трубу	2	1,5	3,0
2. Выход из трубы	2	1,5	3,0
3. Поворот на 180°	1	1,5	1,5
4. Вход жидкости из бака  в трубопровод	2	0,5	1,0
5. Вентиль	2	4,4	8,8

 

 

 

 

 

Гидравлические потери на местных сопротивлениях определяются:

 

 

3.1.3. Общие  гидравлические потери в теплообменнике  определяются:

 

 

Пологая, что трубы  расположены горизонтально, потерями на перепад давления для преодоления  гидравлического столба жидкости пренебрегаем

 

3.1.4. Потребляемая  насосом мощность определяется:

 

,     где

 

V₁ - объёмный расход жидкости (0,0146 м³ /с)

η_т.у – КПД теплообменной установки ( 0,97)

η_н – КПД насоса (0,65)

3.1.5. Зная  основные характеристики насосов,  используемых в        химической промышленности, выбираем марку насоса и электродвигатель:

Марка насоса Х2/25

Электродвигатель АОЛ-12-2

 

 

Заключение

 

1. Анализ возможных конструкций трубчатых, пластинчатых и спиральных аппаратов поверхностного типа показал, что теплообменные аппараты имеют большое распространение во всех отраслях промышленности и широко применяются в теплосиловых установках. По принципу действия теплообменные аппараты делятся на поверхностные (рекуперативные и регенеративные) и смесительные.
2. Теплоносителями тепловых аппаратов рассматриваемого типа является жидкость и пар. Жидкость (горячую воду) можно транспортировать на большее расстояние, чем водяной пар. Достоинством воды как теплоносителя является сравнительно высокий коэффициент теплообмена. Понижение температуры воды в хорошо изолированных трубопроводах составляет не более 1 °С на 1 км.
3. Выбран секционный трубчатый теплообменник типа ВВПЛ-200, состоящий из 1 секции.
4. Недостатки секционных теплообменников:

• Высокая стоимость единицы поверхности нагревания, так как деление ее на секции вызывает увеличение количество наиболее дорогих элементов аппарата (трубных решеток, фланцевых соединений, переходных камер, компенсаторов и т.д.)
• Большая длина пути жидкости создает значительные гидравлические сопротивления, и вызывает увеличение расхода электроэнергии на работу насоса.

 

 

 

 

 

 

Список  используемой литературы

 

1. Лебедев П.Д. Теплообменные,  сушильные и холодильные установки.  М., «Энергия», 1972.

2. Теплотехнический справочник, т. 1 и 2. М., Госэнергоиздат, 1958.

3. Хоблер Тадеуш. Теплопередача  и теплообменники. М., Госхимиздат, 1961.

4. Григорьев В. А. и др. Под ред. П. Д. Лебедева. Краткий справочник по теплообменным аппаратам. М., Госэнергоиздат, 1962.

5. Кейс В. М., Лондон А. Л. Компактные теплообменники. М., Госэнергоиздат, 1962.

6. Нащокин В.В. «Техническая  термодинамика и теплопередача». М., Госэнергоиздат, 1984 г.