всякое / taranova то и расчет

ωмт = V/fмт = 8·10-3/5,2·10-2 = 0,15 м/с,

где fмт найдем по табл. 2.2. для предварительно выбранного аппарата. - Рассчитаем критерий Рейнольдса, используя (2.9):

Re = ωмт dн ρ = 0,15 623,5 0,025 =10165

µ0,23 10− 3

-Учитывая полученное значение Re, найдем критерий Нуссельта по формуле (2.8), принимая размещение труб по вершинам равносторонних треугольников; тогда коэффициенты в формуле (2.8) составят - с = 0,21; n = 0,65; ε = 0,6, а значение критерия Нуссельта получим:

Nu = 0,21 101650,65 5,050,36 0,6 = 91,7

- Найдем коэффициент теплоотдачи для гексана:

			Nu λ			91,7 10,8 10− 2	2
	α1	=			=		= 396,2 (Вт/м ·К)
			d	н		0,025

- Учитывая принятый ранее коэффициент теплоотдачи теплоносителя (насыщенного водяного пара): α2=12000 Вт/м2·К, рассчитаем уточненный коэффициент теплопередачи по формуле (1.20):

				1			2
К =										= 349,7 (Вт/м ·К)
		1	+ 2 10− 4 +	0,002	+ 0,4 10− 4	+		1
396,2				46			12000

- Найдем уточненную поверхность теплообмена:

F = 650 103 = 44,2 (м2) 349,7 42

В этом случае также можно принять теплообменник, выбранный по результатам предварительного расчета.

4. Проведем расчет гидравлических сопротивлений при различных вариантах подачи рабочей среды:

Рассмотрим вариант подачи гексана в трубное пространство. Гидравлические сопротивления в этом случае найдем по формуле

(2.11).

131

- Для расчета потерь давления на преодоление местных сопротивлений на соответствующих участках теплообменника по формуле вида (1.16) найдем коэффициенты местных сопротивлений и скорости движения потока на этих участках.

Коэффициенты местных сопротивлений на участках найдем по табл. IV.3 в приложении; при этом получим: ξ1 = ξ2 = 1; ξ3 = 1,5; ξ4 = 0,5.

Скорости ω1, ω4 найдем по формуле (2.13). Для расчета диаметра штуцера примем скорость гексана из рекомендуемого для жидких потоков интервала скоростей (1–3 м/с) и, согласно (2.14), получим:

	d =	8 10	− 3	= 0,071 (м)
		0,785 2
	ш

Примем диаметр штуцера в соответствии с диаметром условного прохода (см. п.2.1.2.) - dш = 0,08м и уточним скорости движения потока на входе и на выходе из аппарата:

ω	= ω		=	8 10− 3			=1,97м/ с
		4
1				0,785	0,08	2

Значения скоростей на участках 2 и 3 соответствуют скорости движения рабочей среды в трубах, определенной в ходе теплового расчета

(см. п.3), и составляют: ω2 = ω3 = ωтр = 0,19 м/с.

- Потери давления на трение найдем, используя формулу (1.17), предварительно определив коэффициент трения (λтр). Учитывая турбулентный режим движения, воспользуемся формулой (2.17). Для этого примем в соответствии с рекомендациями (см. п. 2.1.2.) шероховатость стенки труб; примем, например, ∆=0,3 мм, тогда коэффициент трения λтр с учетом критерия Рейнольдса, вычисленного в ходе теплового расчета,

составит:

λтр=0,11·(10/Re+1,16∆/dв)0,25 = 0,11·(10/10165+1,16 . 0,0003/0,021)0,25 = 0,04

- С учетом проведенных расчетов определим потери давления на соответствующих участках:

∆Р1 = (1·623,5·1,972) / 2 = 1209,9 Па; ∆Р2 = (1·623,5·0,192) / 2 = 11,3 Па; ∆Р 3 =(1,5·623,5·0,192) / 2 = 16,9 Па; ∆Р4 = (0,5·623,5·1,972) / 2 = 604,9 Па

∆Ртр= (0,04·3·623,5·0,192) / (2·0,021)= 64,3 Па

132

Тогда гидравлическое сопротивление трубного пространства составит:

∆Р = 1209,9 + 2·(11,3+64,3+16,9) + 604,9 = 2203,2 Па

Рассмотрим вариант подачи рабочей среды в межтрубное

пространство.

Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства найдем по формуле (1.18).

- Для расчета потерь давления на преодоление местных сопротивлений на соответствующих участках теплообменника воспользуемся формулой вида (1.16), определив предварительно коэффициенты местных сопротивлений и скорости движения потока на этих участках. Коэффициенты местных сопротивлений при движении потока в межтрубном пространстве составят: ξ6 = ξ7 = ξ8 = 1,5 (см. табл. IV.3 в приложении).

Скорости потока на входе и на выходе из аппарата согласно формуле (2.13) составят: ω6 = ω8 = ω4 = 1,97 м/с; скорость на 7 участке равна:

ω7=V / fn=8·10-3 / 4,9·10-2 = 0,16 м/с

где fn – площадь сечения выреза в перегородке, согласно табл. 2.2 для выбранного аппарата составит: fn =4,9·10-2 м2 .

Скорость движения в межтрубном пространстве определена в ходе теплового расчета и составляет ωмт=0,15 м/с (см. п. 3).

- Потери давления на трение найдем, используя формулу (1.19), предварительно определив коэффициент трения (λтр). Значения λтр при размещении труб по вершинам треугольников рассчитаем по формуле (2.19); при этом число рядов труб составит:

m=0,35·D/dн=0,35·0,6/0,025 = 8,4

Округлим полученное значение до m=9, тогда значения λтр с учетом критерия Рейнольдса, определенного в ходе теплового расчета, составит:

λтр=	4 +6,6 9	= 4,7
108160,28

- С учетом проведенных расчетов определим составляющие потерь давления в межтрубном пространстве:

∆Р6 =(1,5·623,5·1,972)/2 = 1814,8 Па ∆Р7 =(1,5·623,5·0,162)/ 2= 11,97 Па ∆Р8 =(1,5·623,5·1,972)/2 = 1814,8 Па

133

∆Рмт =(4,7·623,5·0,152)/2 = 33 Па

Тогда общее гидравлическое сопротивление межтрубного пространства согласно (1.18) составит:

∆Р=1814,8 + (2/0,3)·33 + (2/0,3 - 1)·11,97 + 1814,8 = 3917,4 Па

Сравним полученные значения ∆Р при различных вариантах подачи рабочей среды с допускаемыми потерями давления (∆Рдоп) по заданию. Расчеты показывают, что в обоих случаях ∆Р < ∆Рдоп , однако предпочтительнее подавать рабочую среду в трубы. Это вариант и примем для дальнейших расчетов.

5. Проверим разность температур кожуха и труб при подаче рабочей среды в трубное пространство.

Температуру труб найдем из уравнения (2.21), а температуру кожуха

– из уравнения (2.22), при этом получим следующие значения:

для труб: 367,5 tт − 42 =12000 100 − tт ; отсюда tт=98°С

для кожуха: 12000 100 − tк =αлк tк − 20

αлк=9,3+0,06·tк; отсюда tк=99°С

В этом случае разность температур между кожухом и трубами составит:

(tк – tт) = 99 −98 =1оС

Это меньше допустимого значения (см. табл.2.3), значит можно принять теплообменник с неподвижными трубными решетками.

6. Таким образом, окончательно выбираем кожухотрубчатый теплообменник с неподвижными трубными решетками:

600 −ТНГ −1 − 0,6 − Б9 ГОСТ 15122-79 25 − Г − 3 − 2

с подачей рабочей среды в трубное пространство, а греющего пара – в межтрубное; взаимное направление движения теплоносителей – противоток.

7. Проводят механический (прочностной) расчет принятого теплообменника по п.2.1.4.

134

Механический расчет кожухотрубчатого теплообменника ( нагревателя)

1. Учитывая параметры работы аппарата, свойства среды и температуры окружающего воздуха в месте предполагаемой установки аппарата, для изготовления элементов аппарата выбираем коррозионностойкую сталь 16ГС. По табл. III.5 определяем основные характеристики этой стали - предел прочности σв=500 МПа и предел текучести σт=330 МПа.

2. Рассчитаем толщину стенки цилиндрической части аппарата. Цилиндрическая часть теплообменника представляет собой

тонкостенный цилиндр, исполнительную толщину стенки которого определяем по формуле:

Принимаем =0,004м.

Где , – расчетная и исполнительная толщина стенки

цилиндрической обечайки, м;

– расчетное избыточное давление; принимаем большее из значений, полученных при расчете по формулам:

– внутренний диаметр обечайки аппарата (принят по

результатам теплового расчета;

- допускаемое напряжение на

растяжение для материала аппарата;

– для взрывопожароопасных и токсичных сред;

за нормативное допускаемое напряжение для материала корпуса при расчете [σ] примем меньшее из значений, полученных по формулам:

и

- коэффициент прочности продольного сварного шва (см.

табл. III.8 в приложении);

С– прибавка на коррозию, величину которой принимают в зависимости от коррозионных свойств; примем .

3. Рассчитаем толщину стенки эллиптического днища.

135

Для цилиндрических аппаратов, диаметр которых меньше 4 м, применяют эллиптические днища и крышки (рис. 5.1.).

Рис. 5.1. Эллиптическое днище

Толщину стенки эллиптического днища определяют в его вершине, где поверхность имеет небольшой радиус кривизны по формуле:

Принимаем толщину стенки эллиптического днища S=0,004м.

Для стандартных днищ (ГОСТ 6533): ; , где -

внутренний диаметр аппарата, м; толщина стенки стандартных днищ близка к толщине стенки цилиндрической обечайки.

4. Рассчитаем вес аппарата.

При расчете опор теплообменника учитывают максимальный вес аппарата (Н), определяемый по формулам вида:

– вес металла аппарата (корпуса, внутренних устройств, штуцеров и

люков);

– вес воды при гидроиспытании.

Вес элементов конструкции аппарата находят следующим образом. Для расчета веса цилиндрической части аппарата используют

формулу:

– плотность материала стенки корпуса (для стали 7850 кг/м3);

– соответственно наружный и внутренний диаметр, м;

– высота или длина обечайки, м.

Вес днища определяют по формуле:

136

GДН = 2 m g = 2 13, 9,81 = 272,8 H

– масса днища (кг); выбирается по табл. 2.4., исходя из

диаметра аппарата (D) и толщины стенки днища (δ).

Вес воды в аппарате во время гидравлических испытаний определяется как:

– плотность воды (1000 кг/м3),

– общий внутренний объем аппарата, м3;

– внутренняя емкость выпуклой части эллиптического днища, м3;

– внутренний объем цилиндрической части, м3.

Объемы цилиндрической части и днища (для стандартного эллиптического днища) находим по формулам:

Вес труб рассчитывают по формуле:

Вес штуцеров принимают равным 10% от веса теплообменника:

GШТ = 0,1(GЦИЛ + 2GДН ) = 0,1(1974,6 = 2 272,8) = 252,02 Н

Gmax = Gцил +Gвод +Gшт +Gдн +Gтр =

1312,3 +1070 + 252,02 + 272,8 +8009 =10916,12 Н

5. Расчет опор.

При установке горизонтального цилиндрического аппарата на опоры расчетом проверяется прочность и устойчивость корпуса аппарата при действии силы тяжести самого аппарата и его содержимого с учетом возможных дополнительных внешних нагрузок. Расчет корпуса аппарата на изгиб от всех указанных нагрузок производится как у неразрезной балки кольцевого сечения постоянной жесткости, лежащей на соответствующем количестве опор.

137

Наиболее частым в практике химического машиностроения являются случаи установки горизонтальных цилиндрических аппаратов на двух или трех седловых опорах (для теплообменников – на двух опорах). Расчетная схема нагрузок для горизонтальных аппаратов, установленных на двух опорах, приведена на рис. 5.2.

Рис.5.2. Расчетная схема нагрузок от действия силы тяжести для горизонтальных аппаратов.

Расчет опор горизонтального аппарата проводят в следующей последовательности.

-Определяют реакции опор (Р) по уравнению:

Gmax– максимальный вес аппарата. -Находят приведенную длину днища:

– соответственно наружный и внутренний диаметр цилиндрической обечайки корпуса, м (см. табл.2.1);

138

- соответственно плотность материала и среды в

аппарате, (см. табл. III.4 и табл. I.1 в приложении). -Определяют приведенную длину аппарата (м) по формуле:

,4 =3,8 м

где – длина цилиндрической части корпуса.

-Вычисляют расчетный изгибающий момент от силы тяжести:

– момент сопротивления поперечного сечения аппарата (м3), определяемый по формуле:

– расчетный изгибающий момент (МН/м) находят по уравнению:

Н/м -Выбирают ширину опоры:

-Определяют момент сопротивления расчетного сечения стенки корпуса аппарата от действия реакции опоры по формуле:

-Находят напряжение на изгиб в стенке аппарата от действия реакции опоры по формуле:

	σИ	=	0,02 Р Dв	=	0,02 0,005458 0,6	= 711,9 МН / м2
			W /		9,2 10−8

Где Р=0,5Gmax=0,005458 МН

-Расчетные напряжения на изгиб в стенке корпуса от силы тяжести и от действия реакции опор сравнивают с допускаемыми напряжениями материала на изгиб - [σ]u, равными:

– допускаемое напряжение на растяжение для материала

корпуса (см. п.2 расчета).

При этом значения σu должны быть меньше значений [σ]u, т.е. σu <

[σ]u.

Так как условие не выполняется, то необходимо усилить стенку над опорой накладкой.

139

5.2. Пример расчета кожухотрубчатого испарителя

Задание. Подобрать стандартизованный кипятильник ректификационной колонны для испарения 120000 кг/ч пропилового спирта при избыточном давлении 0,04 МПа.

Расчет аппарата проведем в соответствие с п. 2.2.

1.Примем в качестве кипятильника выносной вертикальный кожухотрубчатый теплообменник. Пропиловый спирт подадим в трубное пространство, а в межтрубное – теплоноситель (насыщенный водяной пар).

2.При абсолютном давлении паров пропилового спирта Р = 0,14Мпа из табл. I.5 в приложении имеем:

температуру кипения пропилового спирта tкип = 105°С; скрытую теплоту парообразования rи=672 кДж/кг.

Примем разность температур между конденсирующим водяным паром и кипящим пропиловым спиртом ∆t = 20°С, тогда температура

конденсирующего пара составит tкон = 105 + 20 = 125°С, а его давление Рп=0,24 МПа (табл. II.1 в приложении).

3.Примем предварительно высоту труб аппарата l = 3 м.

4.Найдем коэффициенты теплоотдачи для конденсата и кипящей жидкости.

- Для расчета коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося водяного пара найдем по табл. II.1 в приложении свойства конденсата при

температуре tкон=125°С. Теплота конденсации водяного пара cоставит rкон=2193 кДж/кг, плотность пленки конденсата ρж=939 кг/м3, вязкость µ=0,0002 Па·с, теплопроводность λ=0,686 Вт/м2·К.

При этих данных для вертикальных труб, согласно (2.48), находим коэффициент теплоотдачи для конденсирующего водяного пара:

			2	λ	3		0,25		2193000 939	2	0,686		3	9,81		0,25
	r ρ		ж			g											=
α	= с							=1,15
		µ l ∆t							0,0002 3 ∆t
кон												кон
					кон

=11284·(∆ t кон) -0,25

где ∆tкон=125 – tст1.

- Коэффициент теплоотдачи при кипении пропилового спирта по формуле (2.49) при абсолютном давлении 0,14 МПа составит:

140