Расчет однокорпусного выпарного аппарата (стр. 5 из 6)

Задаваясь критерием Рейнольдса Re = 10000, определим отношение n/z для конденсатора из труб диаметром d_н=25х2 мм.

,

где n – общее число труб;

z – число ходов по трубному пространству.

Соотношение n/z принимает наиболее близкое к заданному значение у конденсаторов с диаметром кожуха D_кож = 325 мм, диаметром труб 25х2 мм, числом ходов z=1 и общим числом труб n=62, длина труб L = 2 м.

Действительное число Рейнольдса

Коэффициент теплоотдачи к молоку

где λ_c = 0,556 Вт/м·К– теплопроводность молока;

Pr – критерий Прандтля при t_вср = (10+36)/2=23⁰С

.

Коэффициент теплоотдачи от пара, конденсирующегося на пучке вертикально расположенных труб

где λ_к = 0,652 Вт/м·К – теплопроводность конденсата при t₀ = 53.6⁰C;

ρ_к = 986,2 кг/м³ – плотность конденсата при t₀ = 53.6⁰C;

μ_к = 520*10^-6 Па·с – динамическая вязкость конденсата при t₀ = 53.6⁰C.

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны молока и пара

Коэффициент теплопередачи

Требуемая поверхность теплопередачи

Конденсатор с длиной труб 2 м и площадью 6 м² подходит с запасом.

2.5.2 РАСЧЁТ КОЖУХОТРУБНОГО ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

1. Определяем среднюю температуру продукта (молока) в подогревателе:

t_м = 0,5(t_н1 + t_н2)

t_м = (100,2+8)/2 = 54,1^°С.

2. Из таблицы 11[1] определяются физические свойства молока при tм:

с_р = 3,875 кДж/(кг*К),

ρ = 1014 кг/м³,

λ = 0,593 Вт/(м*К),

ν = 0,76*10^-6 м²/с,

Ρr = 5.

3. По таблице 11.2 [6] по давлению водяного пара Р определяем характеристики насыщенного пара:

энтальпия пара ί^″= 2707 кДж/кг,

энтальпия конденсата ί^′ = 504,8 кДж/кг.

4. Количество тепла, необходимое для подогрева продукта (молока) до заданной температуры, т. е. до 100,2°С:

Q = G*c_р*(t_к2 – t_н2)φ_n, кВт,

Q = 0,244*3,875*(100,2-8)*1,04 = 1248,5 кВт,

где φ_n – поправочный коэффициент, φ_n = 1,03-1,05.

5. Средний логарифмический напор, создаваемый в теплообменнике между горячим и холодным теплоносителями рассчитывается:

Δt_ср = (Δt_б – Δt_м)/2,3lg (Δt_б/Δt_м),

где Δt_б = t_1н – t_2н = 130-8 = 122^°С, Δt_м = t_2к - t_1н = 100,2 – 100 = 0,2^°С.

Δt_ср = (122 – 0,2)/(2,3lg122/0,2) = 18,98 ≈ 20^°С.

6. Задаем скорость движения продукта в трубах при условии, что скорость движения в трубах лежит в пределах ω = (0,6-1,5), м/с: ω^′ = 1м/с.

7. Задаем наружный и внутренний диаметры трубок, учитывая, что внутри трубок протекает продукт, а снаружи трубки омываются паром:

d_н = 35 мм, d_вн = 25 мм.

8. Определяем необходимое количество трубок для обеспечения данной скорости продукта в одном ходу:

n^′ = 1,27*G/d_вн²*ω^′*ρ

n^′ = 1,27*3,36 / (0,025)² *1*1014 = 4,2672/0,634 = 6,73.

Значение n^′ округляем до целого десятка n = 10 трубок.

9. Уточняем скорость движения продукта по трубам по округленному числу n:

ω = 3600*G/2825* d_вн² * ρ, м/с,

ω = 3600*3,36 / 2825*(0,025)² *1014*10 = 12096/17903,4 = 0,68 м/с.

10. Определяем значение коэффициента теплоотдачи молока α2:

α₂ = Νu*λ/d_вн,

Νu = 0,0225*Re^0,8 * Pr^0,4,

Re = ωd_вн /ν,

Re = 0,68*0,025/0,76*10^-6 = 22368 > 10000, следовательно, имеет место турбулентный режим.

Νu = 0,0225*(22368)^0,8 * 5^0,4 = 129,014,

α₂ = 129,014*0,593 / 0,025 = 3060,2 Вт/(м² *К) = 3,06 кВт/(м²*К).

11.Необходимая поверхность для нагрева продукта с учетом возможности загрязнений:

F = Q/ α₂ * Δt_ср * ή_з,

где ή_з – коэффициент загрязнений (ή_з = 0,7-0,9),

F = 1248,5 / 3,06*20*0,8 = 1248,5/48,96 = 25,5 м².

Выбираем тип теплообменника ТК ГОСТ 15118-79 для нагревания – охлаждения.

12.Исходя из того, что длина теплообменника лежит в пределах 1,5-4 м, для компоновки трубного пучка принимается число ходов продукта по трубам подогревателя, число ходов может быть 2, 4, 6 (в первом приближении принимается произвольно). Пусть Zм = 6.

13.Средняя длина трубки одного хода:

l´ = F / π* d_н * Z_м, м,

l´ = 25,5 / 3,14*0,035*10*6 = 25,5/6,594 = 3,9 м.

14.Расход пара на подогрев продукта составляет:

G_п = Q / (ι″ - ι′) * x, кг/ч,

где x – сухость водяного пара.

G_п = 1248,5 / (2707-504,8)*0,9 = 0,63 кг/с.

15.Число отверстий под трубки в трубной доске:

N₀ = Z_м*n,

N₀ = 10*6 = 60 отверстий.

16.Число труб, размещенных на диаметре трубной решетки (наибольшей диагонали шестиугольника):

n_d = ³√ (4F_р / 3t*f*β),

где β – отношение высоты или длины теплообменника к его диаметру:

β = Н/D = L/D, β = 3-5, примем β = 3;

t- шаг размещения трубок, м.

n_d = ³√ 4*25,5 / 3*0,044*0,144 = ³√ 5368 = 17,51 ≈18.

17.Внутренний диаметр корпуса:

D_в = N₀* d_н,

D_в = 60*0,035 = 2,1 м.

Пусть трубки на трубной решетки закреплены сваркой, тогда t = 1,25d_н,

t = 1,25*0,035 = 0,044 м.

f – поверхность одного метра трубы принятого диаметра, м²:

f = 2πr(r+h)/3 = 2*3,14*0,0175*(0,0175+3,9)/3 = 0,144.

18.

Внутренние диаметры кожухов, изготовленных сваркой, рекомендуется принимать от 400 до 3000 мм через каждые 200 мм. Если корпус выполняется из труб, то наружный диаметр выбирают равным 159, 273 или 325 мм. Пусть внутренний диаметр кожуха равен 3000 мм = 3 м, а наружный корпуса – 325 мм = 3,25 м.

19.Общее число труб, размещаемых в пределах правильного шестиугольника,

n = 0,75(n_d² – 1) + 1,

n = 0,75*(18² - 1) + 1 = 243,25 ≈ 244.

20.Диаметр трубной решетки или внутренний диаметр кожуха теплообменника для многоходового теплообменника:

D_вн = 1,1t √ n/η, где η = от 0,6 до 0,7.

D_вн = 1,1*0,044*√ 244/0,6 = 0,05*20,14 = 1,007 м

21.Полная высота теплообменника, м:

Н = l + 2δ +2h,

где δ – толщина трубной решетки, м; h – высота предтрубной камеры, м; конструктивно принимают от 200 до 400 мм, примем h = 300 мм = 0,3м.

Н = 3,9 + 2*1,26*10^-3 + 2*0,3 = 3,9 + 2,52*10^-3 + 0,6 = 4,5 м.

22.Число ходов в межтрубном пространстве:

Ζ_мтр = 0,785[(D_вн – nd_н²)ρω_мтр] / G_мтр,

где S_мтр – проходное сечение межтрубного пространства кожухотрубного аппарата (без перегородок), м²:

S_мтр = 0,785(D_вн² – nd_н²),

S_мтр = 0,785( 1,007² – 244*0,035²) = 0,56 м²,

S – живое сечение прохода теплоносителя, м²:

S = G/ωρ,

S = 3,36/0,68*1014 = 0,005 м².

h = 0,56 / 1,007*(1 – 0,035/0,005) = 0,093 м = 93 мм.

Ζмтр = 0,785[(2,12 – 244*0,0352)1014*0,68] / 3,36 = 0,785*2834,62/3,36 = 662.

23. Расстояние между сегментными перегородками межтрубного пространства:

h = Sмтр/[D(1 – dн/S)],

2. Гидравлический расчет

Гидравлический расчет выполняется для определения потерь давления и затрат энергии на преодоление этих потерь.

1. Общие потери давления определяются:

ΔΡ = ΔΡ_тр + ΔΡ_мс

или напора

h_п = h_тр + h_мс, где

ΔΡ_тр (h_тр ) – потери давления (напора) на преодоление сопротивлений трения при движении теплоносителей через каналы установки,

ΔΡ_мс (h_мс) – потери давления (напора) на преодоление местных сопротивлеий.

2. Конечное уравнение для расчета потерь давления (напора) имеет вид:

ΔΡ_общ = ΔΡ_тр + ΔΡ + ΔΡ_г,

Н_общ = h_тр + h_а + h_г,

где

ΔΡ_тр (h_тр) – потери давления (напора) а проводящих и отводящих трубопроводах, Па, мм вод. Ст.;

ΔΡ (h_а) – потери давления (напора) в теплообменнике, Па, мм вод. ст.;

ΔΡ_г – потери давления при подъеме жидкости на высоту h_г, Па.

ΔΡ_тр = λ*l/d_э*ρω²/2,

ΔΡ_тр = 0,295*(3,9/3,9)*(1014*0,68²)/2 = 69,160 Па = 0,069 кПа, где

λ – коэффициент трения, значение которого зависит от режима течения среды и от относительной шероховатости канала, при турбулентном режиме (Re = 22368) определяют зону трения:

e = Δ/d_э = 0,02*10^-3/3,9 = 0,005*10^-3 – относительная шероховатость стенок трубы (канала),

Δ – абсолютная шероховатость, м, для новых чистых стальных бесшовных труб Δ = 0,01-0,02 мм = 0,02*10^-3 м, примем Δ = 0,02*10^-3 м.

e = 0,02*10^-3/3,9 = 0,05*10^-3,

560/e = 560/0,05*10^-3 = 11200 < Re => автомодельная зона трения =>

λ = 1,1*(0,005*10^-3)^0,25 = 1,1*0,268*10^0,75 = 0,295

ΔΡ = (λ*l/d_э + Σξ)*ρω²/2, где

Σξ – суммарный коэффициент местных сопротивлений,

Σξ = 0,2+1,0+1,0+1,0+1,5 = 4,7.