Надіслати свою гарну роботу до бази знань просто. Використовуйте форму нижче

гарну роботуна сайт">

Для того щоб мати інтенсивніший процес теплообміну, нам потрібно: збільшити теплообмінник і тепло працювали на швидкості носія продукту, що знижує гідродинамічний шар на поверхню товщині теплопередачі; максимально ефективно використовувати площу миючих поверхонь для теплообміну і т.д.

Розрахунки теплообмінників. Для проектування теплообмінників виконуються такі розрахунки: теплові, конструкційні, гідравлічні, міцні, техніко-економічні – останні виконуються у кількох варіантах. Під час проектування теплообмінника вибирається оптимальний варіантщо визначається: ефективністю теплообмінника, масою, габаритами, розмірами і т.д.

Студенти, аспіранти, молоді вчені, які використовують базу знань у своєму навчанні та роботі, будуть вам дуже вдячні.

Розміщено на http://www.allbest.ru/

РОЗРАХУНОК ТЕПЛООБМІННИКА

1 . Визначеннявитратиохолоджувальноїрідини

Взаємний напрямок руху потоків в теплообміннику у всіх варіантах завдання прийняти протиточним.

Витрату охолоджуючої рідини (кг/с) визначити з рівняння теплового балансу : G рC р (t р K- t р H)= G 1 C 1 (t п H- п K)

звідки G р=, кг/с (1)

де С р і С п - теплоємності продукту та розсолу, відповідно, Дж/(кг К).

Теплоємності рідин приймаємо за середньої температури. Відсутні значення визначаємо інтерполяцією.

Середні температури (С) рідин визначаємо за формулами:

Для продукту t п ср =, (2)

Для розсолу t р ср = С (2 1)

Температурою охолоджуючої рідини t р K на виході з холодильника задаємося!Слід пам'ятати, що з підвищенням t р K зменшується витрата розсолу; однак зменшується і середня різниця температур. Температуру t р K приймаємо вище за початкову температуру t р H на 9- 16 С

Температурою нагріваючої рідини t K на виході з ТА задаємося!

Температуру t K приймаємо вище початкової температури t п до на 9- 16 С

2. Визначення середньої різниці температур

Середня різниця температур (З) у випадку визначається як среднелогарифмическое з крайніх значень різниць температур;

Для визначення середньої різниці температур між середовищами за обраною схемою руху теплоносіїв необхідно побудувати графік зміни температур середовищ уздовж поверхні та обчислити більшу t б і меншу t M різниці температур:

t б = t п H -t р K, С (4)

t M = t п K -t р H , С (5)

де Дt б, Дt м - більша і менша різниця температур між гарячим та холодним теплоносієм на кінцях теплообмінника.

Причому якщо Дt б /Дt м?2, Дт порівн. =(Дt б +Дt м)/2 (6)

3. Визначеннядіаметрівтрубтеплообмініка

Передбачається два варіанти руху рідин:

Розсіл (вода) рухається внутрішньою трубою, а продукт у міжтрубному просторі.

Продукт рухається внутрішньою трубою, а розсіл (вода) в міжтрубному просторі

З рівняння витрати для рідини, що переміщається в трубному просторі (перетин S 1 визначити внутрішній діаметр (d B , м) меншої труби.

d B =1,13 м або d B =1,13 м (7)

З рівняння витрати рідини, що переміщується в кільцевому перерізі (S 2) визначити внутрішній діаметр великої труби, м:

D B =, м або D B =, м (8)

де 1 2 - відповідно швидкості руху рідин в міжтрубному і трубному просторах, що приймаються в межах (0,7 - 2 м/с);

п, р - відповідно щільності (кг/м 3) продукту та розсолу (води.

Остаточно приймаємо (за ГОСТ 9930-78 діаметри труб dн і Dн, найближчі до розрахованого. Рекомендується застосовувати кожухові труби з зовнішнім діаметром D н - 57, 76, 89, 108, 133, 159, 219 мм.

4. Визначеннякоефіцієнтатеплопередачі

Коефіцієнт теплопередачі (К, Вт/(м 2 *К) визначається з урахуванням термічного опору забруднення з боку рідини, що охолоджує:

К = (1 / 1 +1 / 2 + R CT) -1 Вт / (м 2 * До) (9)

де 1, 2 - відповідно коефіцієнти тепловіддачі від гріючого теплоносія до стінки труби і від стінки до рідини, що нагрівається, Вт/ (м 2 год);

R CT - термічний опір стінки труби м2/(Вт *К);

R CT = СТ / СТ + ЗАГ / ЗАГ, (м 2 * До) / Вт.;

де СТ, ЗАГ - товщина металевої стінки труби та забруднення, м; (ЗАГ прийняти 0.5-1 мм);

СТ - коефіцієнт теплопровідності стінки труби, Вт/(м*К);

Величину термічного опору забруднення ЗАГ/ЗАГ для холодильних розсолів, з яких відкладається забруднення на поверхні теплообміну прийняти 0,0002 (м 2 *К)/Вт.

4.1 Визначеннякоефіцієнтівтепловіддачі

Величина коефіцієнтів тепловіддачі залежить від гідродинамічних факторів, їх фізичних параметрів, геометричних розмірів поверхні теплообміну і є складною функціональною залежністю, що реалізується за допомогою теорії подібності з критеріального рівняння Нуссельта, що характеризує інтенсивність теплообміну в Вт/ (м 2 ч)

Nu = (10), звідки п, р = (11)

Якщо обидва теплоносія є рідинами і рух є вимушеним (наприклад, подача насоса), критерій Нуссельта є функцією критеріїв Рейнольдса і Прайдля: Nu = f (Re; Rr)

У цьому випадку спочатку необхідно визначити критерії Рейнольдса та Прандля для обох середовищ:

де швидкість руху середовища по трубах (приймають в межах 0,7-2 м/с);

- Коефіцієнт динамічної в'язкостірідини, Па с.

d- Еквівалентний діаметр труби, м;

для внутрішньої труби d екв = d B , м.

для кільцевого перерізу d екв = D B - d H , м.

л- Коефіцієнт теплопровідності рідини (розсіл, продукт). Вт / (м. С).

Потім за встановленим режимом руху рідини вирішити критеріальне рівняння Нусельта за формулою:

а) для турбулентного режиму руху (Rе> 10000)

Nu = 0,023 Re 0,8 Pr 0,4 = 0,02337219 0,8 13,2 0,4 = 184,7 (13)

б) для перехідного режиму (10000>Re>2300)

Nu = 0,008 Re 0,9 Рr 0,43 = 0,0088881 0,9 6,1 0,43 = 31,945 (13 1)

Якщо при розрахунках Re<10000, необходимо определить новые скорости движения теплоносителей, при которых режим движения будет турбулентным или переходным. Принимают значения критерия Рейнольдса 10000-15000, тогда: щ труб. = (10000-15000)щ/Re, (14)

Підставляючи значення швидкості щ труб формулу (7) визначають діаметр внутрішньої (теплообмінної) труби і далі за формулою (8) діаметр зовнішньої кожухової труби, уточнюємо значення критерію Рейнольдса.

Для відповідних режимів руху, використовуючи критеріальне значення Nu визначаються коефіцієнти тепловіддачі, Вт (м 2 С) для розсолу і продукту за формулою (11).

теплообмінник розрахунок температура рідина

5. Визначення,поверхнітеплообмінуіосновнихрозмірівтеплообмінника

Поверхня (F, м 2) теплообміну визначається з рівняння теплопередачі та дорівнює

F = ,м 2 (15)

Q = G п C п (t п H -t п K), (Вт) (16)

де Q- кількість тепла, що віднімається від продукту, Вт;

1 - теплоємність продукту, Дж / (кг ° С).

Остаточно поверхня теплообміну теплообмінника вибирається з ряду

F = 2,5; 4,0; 6,0; 10; 15; 20; 30; 40; 50; 80 м 2

Активна довжина труб (м), що беруть участь у теплообміні

L = . м (17)

де d Р - розрахунковий діаметр, м;

Розрахунковий діаметр приймають:

dР == dУ при 1 2 (18)

dР = 0,5 (dB + dH ) при 1 2 ;

dР = dH при 1 2

Виходячи з конструктивних міркувань, задаються довжиною одного елемента і тоді загальна кількість елементів (шт.) становитиме:

де l ел-довжина кожухових труб ТА (приймається рівною 1,5; 3,0; 4,5; 6,0; 9,0; 12 м)

Знаючи загальну кількість елементів необхідно виконати технологічну схему компонування ТА, що використовується у гідравлічному розрахунку.

6. Визначеннядіаметрівпатрубків

Діаметри (d П, м) вхідних та вихідних патрубків для кільцевого перерізу визначаються за формулою:

d пв (S2) = 1,13 , м або d пв (S2) = 1,13 , (20)

Діаметри патрубків для внутрішньої труби дорівнює її внутрішньому діаметру. d пв( S 1) =d, м.

Остаточно приймаємо за ГОСТ 9930-78 зовнішні діаметри труб (d пн( S 1) і d пн( S 2) ) з яких виготовлять патрубки, найближчі до розрахованих.

Знаючи d пн( S 1) і d пн( S 2) здійснимо підбір фланців для з'єднання елементів ТА.

Для з'єднання трубопроводів та кришок з корпусами застосовують міцнощільні з'єднання, що складаються з двох фланців і затиснутої між ними прокладки.

7. Гідравлічнийрозрахуноктеплообмінника

Метою гідравлічного розрахунку є визначення величини гідравлічних опорів теплообмінника та визначення потужності споживаного двигунами насосів для переміщення молока та розсолу.

Для розрахунку гідравлічних опорів у теплообміннику вихідними даними є раніше визначені:

Число елементів у секції;

Число секцій;

Розрахунок ведуть двічі, для трубного та міжтрубного простору окремо.

Повна втрата тиску в теплообміннику (Р, Па) підраховується за рівнянням

Р = Р СК + Р ТР + Р МС + Р ПІД, Па (22)

де Р СК-Витрата тиску на створення швидкості потоку на виході з теплообмінника, (Па);

Р ТР - Втрата тиску на подолання опору тертя, (Па):

Р МС - втрата тиску на подолання місцевих опорів (Па)

Р ПІД - витрата тиску на підйом рідини, (Па).

7.1 Витрататискунастворінняшвидкостіпотоку

Р СК = , Па (23)

де - Швидкість руху рідини в апараті, м / с;

- Щільність рідини, кг/м 3 .

7.2 Втрататискунаподоланнясилтертя,н/м 2

Р ТР = , Па (24)

де L-- загальна довжина труб, м:

d ЕКВ - еквівалентний діаметр, м;

для внутрішньої труби d екв = d B , м.

для кільцевого перерізу d екв = D B - d H , м.

- Коефіцієнт тертя, що залежить від режиму руху (число Re); і від ступеня шорсткості стін груб (в розрахунку прийняти = 0,02-0,03).

7.3 Втрата тиску на подолання місцевих опорів (поворот, звуження, розширення тощо)

Р МС = , Па (25)

де о- сума коефіцієнтів місцевих опорів.

При підрахунку необхідно скористатися технологічною схемою компонування ТА

7.4 Витрататискунапідйомрідини

Р ПІД = g H, Па (26)

де g - Прискорення вільного падіння, м / с 2;

Щільність рідини, кг/м3

Н - висота підйому рідини, м

h i -висота одного елемента, м (визначається графічно за кресленням ТА)

Для підрахунку значення Н скористаємося схемою компонування ТА.

Н = (h i * х) + D в + h п , м - для кільцевого перерізу;

Н = (h i * х) + d в м - для внутрішньої труби.

7.5 Потужність,споживанадвигуномнасоса,(N, кВт)

N = , Вт (27)

де - G - Витрата рідини, кг / с;.

Щільність рідини, що перекачується, кг/м 3

Р - втрата тиску в апараті, н/м 2;

К. п. д. насоса (відцентровий -0,6-0,7).

Розміщено на Allbest.ru

...

Подібні документи

Підбір коефіцієнтів тепловіддачі та розрахунок площі теплообмінника. Визначення параметрів для трубного та міжтрубного простору. Конденсація пари та фактори, що впливають на охолодження конденсату. Гідравлічний розрахунок кожухотрубчастого теплообмінника.

курсова робота , доданий 25.04.2016


Тепловий, конструктивний та гідравлічний розрахунок кожухотрубного теплообмінника. Визначення площі теплопередаючої поверхні. Підбір конструкційних матеріалів та спосіб розміщення трубних решіток. Вибір насоса з необхідним напором під час перекачування води.

курсова робота , доданий 15.01.2011


Тепловий та конструктивний розрахунок опалювального пароводяного підігрівача горизонтального типу та секційного водоводяного теплообмінника. Підбір критеріальних рівнянь для теплообміну. Визначення коефіцієнтів тепловіддачі та теплопередачі.

курсова робота , доданий 15.12.2010


Визначення коефіцієнта тепловіддачі від внутрішньої поверхні стінки трубки до води, що охолоджує. Втрати тиску під час проходження охолоджувальної води через конденсатор. Розрахунок пароповітряної суміші, що видаляється. Гідравлічний та тепловий розрахунок конденсатора.

контрольна робота , доданий 19.11.2013


Схема теплообмінника. Розрахунок геометрії пучка трубок; теплоти, що передається по падінню температури газу; ефективності ребра; коефіцієнтів тепловіддачі та ребра трубок. Оцінка гідроопір. Перевіряє ефективність теплообмінника перехресного струму.

контрольна робота , доданий 25.12.2014


Конструкція теплообмінника ГДТ замкнутого циклу. Визначення втрати тиску теплоносія при проходженні через апарат. Тепловий, гідравлічний розрахунок протиточного теплообмінника рекуперативного газотурбінної наземної установки замкнутого циклу.

курсова робота , доданий 14.11.2012


Конструкція теплообмінного апарату водно-повітряного теплообмінника. Використання апарату в системі охолодження контуру охолоджувальної води системи аварійного охолодження контуру охолоджуючої води теплового двигуна. Вибір моделей вентиляторів та насосів.

курсова робота , доданий 15.12.2013


Дослідження термонапруженого стану лопатки турбувальних двигунів, що охолоджується. Розрахунок гріючої та охолоджуючої температур, коефіцієнтів тепловіддачі на зовнішній поверхні лопатки та в каналах. Визначення сил та моментів, що діють на перо лопатки.

контрольна робота , доданий 04.02.2012


Літозбір із використання вторинного тепла. Тепловий розрахунок рекуперативного теплообмінника. Вибір основного обладнання: насосів, вентилятора. Оцінка гідравлічного опору. Добір допоміжного обладнання. Контрольно-вимірювальні прилади.

курсова робота , доданий 01.03.2013


Визначення поверхні теплопередачі випарних апаратів. Розрахунок корисної різниці температур по корпусах. Визначення товщини теплової ізоляції та витрати охолоджуючої води. Вибір конструкційного матеріалу. Розрахунок діаметра барометричного конденсатора.

Розрахунок теплообмінника При розрахунку теплових балансів необхідно знати питомі

Величини теплоємності, ентальпії (тепловміст), теплоти фазових або хімічних перетворень. Питома теплоємність- це кількість тепла, необхідного для нагрівання (або охолодження) 1 кг речовини на 1 градус (дж/кг град). Теплоємність характеризує здатність тіла акумулювати тепло. Оскільки теплоємність залежить від температури, то розрізняють справжню теплоємність за даної температури зта середню теплоємність у деякому інтервалі температур (2.1) де Q- кількість тепла, що повідомляється одиниці кількості речовини при зміні температури від . У практиці теплових розрахунків, зазвичай, доводиться скористатися середніми теплоємностями. Питома ентальпія i(якщо всі розрахунки вести від 0 С) визначається кількістю тепла, яка необхідна для нагрівання 1 кг речовини від 0 С до цієї температури, ентальпія iвимірюється в Дж/кг, у технічній системі ккал/кг. (2.2) Питома теплота фазових або хімічних перетворень r- це кількість тепла, що виділяється (або поглинається) при зміні агрегатного стану або хімічному перетворенні одиниці маси речовини. Вона вимірюється Дж/кг, а технічної системі ккал/кг. «Внутрішній» метод складання теплового балансу(з використанням величин теплоємностей). У безперервно діючому теплообміннику

Рис. 2.1

(Мал. 2.1) здійснюється теплообмін між двома текучими середовищами, розділеними теплопередавальної перегородкою. Якщо в процесі теплообміну не відбувається додаткового виділення або поглинання теплоти в результаті фазових або хімічних перетворень і немає теплових втрат у навколишнє середовище, то кількість тепла, що переходить від першого середовища до другого в одиницю часу - тепловий потік, або теплове навантаження, - дорівнює: ( 2.3) Якщо процес теплообміну відбувається, у першому середовищі, фазові або хімічні перетворення (випаровування рідини, конденсація пари, плавлення, хімічні реакції тощо), то рівняння теплового балансу має такий вигляд: (2.4) «Зовнішній» метод складання теплового балансу(З використанням величин питомих ентальпій). Тепловий баланс складається виходячи з того, що кількість тепла Q1, що надходить в апарат за 1 годину з вхідними середовищами, дорівнює кількості тепла, що йде з середовищами з апарату за той же час, (2.5) де - ентальпії речовин, що відповідно входять в апарат і виходять з нього. На відміну від внутрішнього методу складання теплового балансу, де розглядається перерозподіл тепла між теплообмінними середовищами в самому апараті, в даному методі тепловий баланс складається як за зовнішніми показниками: до апарату і після апарат. З рівняння (2.5) можна визначити кількість тепла Q, переданого від одного середовища до іншого, як різниця ентальпій (2.6). при температурі виходу з апарату. Кінетика теплопередач.Розрізняють три види (механізму) теплопередачі: теплопровідність, конвекція та випромінювання. Передача тепла теплопровідністю.Під теплопровідністю розуміють перехід теплової енергії серед без масових її рухів щодо напрями теплоперехода. Тут тепло передається як енергія пружних коливань атомів і молекул біля їхнього середнього становища. Ця енергія переходить до сусідніх атомів і молекул у бік її зменшення, тобто. Зменшення температури. Закон Фур'є.Передача тепла теплопровідністю описується законом Фур'є, згідно з яким кількість тепла, що проходить за час через поверхню dF, Нормальну до напрямку теплопереходу, дорівнює: (2.8) де - Коефіцієнт пропорційності, званий коефіцієнтом теплопровідності або теплопровідністю; - градієнт температури, тобто. зміна температури на одиницю довжини у напрямі теплопередачі. Коефіцієнт теплопровідності.Він визначає швидкість передачі тепла, тобто. кількість тепла, що проходить в одиницю часу через одиницю поверхні тіла при довжині його в напрямку теплопередачі, що дорівнює одиниці та різниці температур 1 град. Найбільше значення мають метали - від кількох десятків до кількох сотень вт/(м град). Значно менші коефіцієнти теплопровідності мають тверді тіла – не метали. Теплопровідність рідин менше теплопровідності більшості твердих тіл. Для них коливається в межах десятих часток вт/(м град). Коефіцієнти теплопровідності ще менші. Передача тепла теплопровідністю через стіну.Кількість тепла, що передається, за 1 годину через плоску стіну можна підрахувати за рівнянням Фур'є як кількість тепла, що проходить через площину нескінченно малої товщини. dxвсередині стінки: (2.9) Проінтегрувавши зміну температури по всій товщині стінки отримаємо (2.10) З інтегрального виразу видно, що температура tусередині плоскої стінки падає по товщині стінки у напрямі теплопереходу за законом прямої лінії.

t Рис 2.2

Передача тепла конвекцією. Конвекційна теплопередача- це перенесення тепла обсягами середовища шляхом взаємного їхнього переміщення у напрямку теплопередачі. Перехід тепла від середовища до стінки або від стінки до середовища називається тепловіддачею. Кількість тепла, що передається, визначається законом Ньютона: (2.11) де - коефіцієнт тепловіддачі . Коефіцієнт тепловіддачі при турбулентному русі середовища.Середовище, що має турбулентний характер руху та температуру t1в основному ядрі потоку, протікаючи вздовж стінки з температурою, передає їй своє тепло (Рис. 2.2). У стінки завжди існує тонкий прикордонний шар, де має місце ламінарна течія. У цьому ламінарному шарі зосереджено основний опір передачі тепла. Відповідно до закону Фур'є: (2.12) Порівнюючи рівняння (2.11) і (2.12), бачимо, що (2.13) Величину називають товщиною наведеного шару. Величина залежить від наступних основних факторів: 1) фізичних властивостей текучого середовища: теплопровідності, теплоємності, в'язкості, щільності 2) гідравлічних умов омивання рідиною або газом теплосприймаючої (або тепловіддаючої) поверхні: швидкості та напрямки текучого середовища щодо цієї поверхні 3) просторових умов, обмежування потік: діаметр, довжина, форма та шорсткість поверхні. Отже коефіцієнт тепловіддачі є функцією багатьох величин: . Функціональний зв'язок між критеріями подібності, що характеризують тепловіддачу при турбулентному русі потоку в прямих, гладких і довгих трубах, виведений методом аналізу розмірностей. (2.14) або коротко (2.15) де А, а і е – деякі чисельні величини. Безрозмірні комплекси маю найменування: - критерій Нуссельта, що включає шукану величину коефіцієнта тепловіддачі (Нуссельт вперше застосував теорію подоби для вирішення питань теплообміну); - критерій Рейнольдса, що визначає гідравлічну характеристику потоку: - критерій Прандтля, що характеризує фізичні властивості середовища. Визначення А, а і е проводиться на основі експериментальних досліджень. Коефіцієнт тепловіддачі.Найчастіше в хімічній технології зустрічається передача тепла від одного текучого середовища до іншого через стінку, що розділяє їх. Передача тепла від одного середовища до іншого складається з трьох стадій, і для процесу тепловий потік в напрямку теплопереходу залишається постійним. Тепловий потік від першого середовища до стінки (2.16) через стінку (2.17) від стінки до другої середовищі (2.18) коефіцієнтом теплопередачі. У системі СІ має розмірність. Середня різниця температур.В основу розрахунків необхідної поверхні теплообміну F для передачі заданої тепловим балансом кількості тепла в одиницю Q часу покладено рівняння (2.19). У переважній більшості випадків температури середовищ у процесі теплопередачі будуть змінюватися в результаті теплообміну, а отже, буде змінюватися і різниця температур вздовж поверхні теплообміну. Тому розраховують середню різницю температур по довжині апарату, але так як ця зміна не лінійно, то розраховую логарифмічну різницю температур. ; (2.21) Це підтверджено математичними викладками. При протитоці завжди потрібна менша теплопередавальна поверхня, ніж при прямотоці, для передачі рівної кількості тепла в однакових умовах початкових і кінцевих температур середовищ. У разі змішування струму в одному ході теплообмінника середовища рухається протитечією, а в іншому прямострумом. У цих випадках середню різницю температур визначають із співвідношення (2.22) де - середня логарифмічна різницю температур при протитоці; - поправочний коефіцієнт, який завжди менше одиниці. Кожухотрубні теплообмінники. Кожухотрубний теплообмінник є найпоширенішим апаратом через компактне розміщення великої теплопередаючої поверхні в одиниці об'єму апарату. Поверхня теплообміну в ньому утворюється пучком паралельно розташованих трубок, кінці яких закріплені в двох трубних дошках (решітках). Трубки укладені в циліндричний кожух, приварений до трубних дощок або з'єднаний з ними фланцями. До трубних ґрат кріпляться на болтах розподільні головки (днища), що дозволяє легко зняти їх і провести чищення трубок або у разі потреби замінити новими. Для подачі та відведення теплообмінних середовищ в апараті є штуцери. З метою попередження змішування середовищ трубки закріплюються в решітках найчастіше розвальцюванням, зварюванням або рідше для попередження термічної напруги за допомогою сальників. Переваги проведення процесів теплообміну за принципом протитечії, що зазвичай і виконується в кожухотрубних теплообмінних апаратах. При цьому середовище, що охолоджується, можна направити зверху вниз, а нагрівається на зустріч їй, або навпаки. Вибір, яке середовище направити в міжтрубне простір і яку всередину трубок, вирішується зіставленням низки умов: середовище з найменшим значенням слід направляти в трубки для збільшення швидкості її руху, а отже, і для збільшення її коефіцієнта тепловіддачі; n внутрішню поверхню трубок легше чистити від забруднень, тому теплоносій, який може забруднювати поверхню, що теплопередає, слід направляти в трубки; n середовище під високим тиском доцільно спрямовувати трубки, небезпека розриву яких менше проти кожухом; n середовище з дуже високою або навпаки з низькою температурою краще подавати до трубок для зменшення втрат тепла у навколишнє середовище. Роботу кожухотрубних теплообмінників можна інтенсифікувати, застосовуючи труби малого діаметра. Необхідно мати на увазі, що при зменшенні діаметра труб збільшується гідравлічний опір теплообмінника. Найбільш простий шлях забезпечення високих швидкостей полягає у влаштуванні багатоходових теплообмінників. Число ходів у трубному просторі може сягати 8 - 12. При цьому часто не вдається зберегти принцип протитечії. Наявність змішаного струму буде дещо знижувати рушійну силу процесу теплопередачі, що зменшить ефективність роботи. За допомогою перегородок збільшується швидкість руху того середовища, у якого менше значення коефіцієнта тепловіддачі. Слід мати на увазі, що в довгих, особливо в багатоходових, теплообмінниках зменшується змішування середовища з усім її кількістю, що знаходиться в апараті, і цим попереджається можливе додаткове зменшення середньої різниці температур. У кожухотрубних теплообмінниках при великій різниці температур між середовищами виникають значні термічні напруги, особливо в момент пуску або зупинки апарату, викликані різним подовженням трубок і кожуха під впливом різних температур. Для запобігання виникненню таких напруг використовуються такі заходи: 1. Встановлення в корпусі апарата лінзового компресора. 2. Установка в теплообміннику тільки однієї трубної решітки, в якій закріплені трубки U-подібної форми. 3. Влаштування теплообмінників з «плаваючою головкою». 4. Закріплення трубок в одній із трубних решіток за допомогою сальників. 5. Сальникове з'єднання трубних грат з кожухом. Теплообмінники типу труба в трубі.Теплообмінники цього змонтовані з труб, кожна з яких оточена трубою трохи більшого діаметра. Одне середовище тече внутрішньою трубою, інша - кільцевим каналом. Внутрішні труби послідовно з'єднані «калачами», а зовнішні - патрубками. При необхідності отримати велику поверхню теплопередачі можливе не тільки послідовне, а й паралельне та комбіноване з'єднання таких секцій за допомогою колекторів. У теплообміннику типу «труба в трубі» відповідним підбором діаметрів труб для обох теплообмінних середовищ можна призначити будь-яку швидкість, а отже, отримати відповідно високі значення величин . Недоліком таких теплообмінників є велика витрата металу на одиницю поверхні, що передає, внаслідок витрат на марні для теплообміну зовнішні труби, що призводить до значного збільшення вартості апарату. Цей недолік стає менш відчутним, якщо зовнішні труби виготовлені зі звичайної вуглецевої сталі, а внутрішні - дорогого матеріалу в умовах агресивних середовищ. Теплообмінники типу «труба в трубі» особливо широко застосовуються тоді, коли середовища подаються під високим тиском (десятків та сотень атмосфер). Тепловіддача від пари, що конденсується.Одним з найбільш часто застосовуваних у хімічній промисловості методів нагрівання є обігрів водяною парою, що конденсується. Переваги такого обігріву такі: 1. Пар має велику тепломісткість, обумовлену теплотою конденсації. 2. Є можливість застосування м'ятої пари після турбін, яка ще не втратила своєї теплоти конденсації. 3. Коефіцієнт тепловіддачі від пари, що конденсується, має велику величину. 4. Пар, що конденсується, забезпечує рівномірність і точність обігріву, легко регульованого зміною тиску. Коефіцієнт тепловіддачі від пари, що конденсується.Розрізняють два механізми конденсації пари на теплосприймаючій стінці: плівковийна поверхні, що змочується і краплиннийна стінки, що не змочується конденсатом. При ламінарному режимі коефіцієнт тепловіддачі можна визначити через потовщувальну плівку конденсату, що стікає під дією сили тяжіння, тепло вдається теплопровідністю. При конденсації пари на поверхні вертикальних труб (2.23) де - різниця між температурами конденсації пари та стінки; r- Теплота конденсації, дж/кг; - Коефіцієнт теплопровідності конденсату, ; - Щільність конденсату, ; - В'язкість конденсату, ; H- Висота вертикальної труби або стінки, м. У рівнянні (2.23) відображається фізична суть явища. При розрахунку цього рівняння виходить занижений результат, оскільки не враховується хвилеподібний рух плівки конденсату. Експериментальні дані показують, що більш точні результату дає рівняння (2.24). Також на величину коефіцієнта тепловіддачі впливають різною мірою такі фактори: H(турбулентний режим стікання плівки); n зміна швидкості руху пари та її напрямку; n зміна розташування теплопередаючої поверхні (при горизонтальному розташуванні умови теплообміну погіршуються); n зміна стану поверхні та характеру конденсації; n вплив перегріву пари; n вплив домішок газів, що конденсуються. 3.Матеріальні та теплові розрахунки 3.1. Загальна частина. 1. Визначимо витрату теплоти та витрату води. Приймемо індекс "1" для гарячого теплоносія (бензол + толуол), індекс "2" - для холодного теплоносія (вода). Попередньо знайдемо середню температуру води: t2 = 0,5 (10 + 25) = 17,5 С; середню температуру суміші бензол-толуол: = 31 + 17,5 = 48,5; (3.1) де - середня різниця температур, що дорівнює при потоці теплоносіїв 31 С. +80,5 25 С; +25 +10 С; ; = 31; (3.2) Без урахування тепла витрата теплоти: Вт; (3.3) витрата води аналогічно (3.3) виразивши через витрати: кг/с; (3.4) де =1927 Дж/(кг К) та =4190 Дж/(кг К) - питомі теплоємності суміші та води при їх середніх температурах =48,5 С та =17,5 С . Об'ємні витрати суміші та води: (3.5) (3.6) де і - щільність суміші беремо як для чистого бензолу, так як вміст толуолу не велике і зміна щільності дуже не значне і води. 3.2. Намітимо варіанти теплообмінних апаратів. Для цього визначимо орієнтовно значення площі поверхні теплообміну, вважаючи Кор = 500, тобто прийнявши його таким же, як і при теплообміні від рідини до рідини для води: ; (3.7) З величини = 23 випливає, що проектований теплообмінник може бути багато ходовим. Тому для правильності розрахунку потрібно зробити виправлення для багатоходових теплообмінників. В апаратах з протиточним рухом теплоносіїв за інших рівних умов більше, ніж у разі прямотоку. При складному взаємному русі теплоносіїв набуває проміжних значень, які враховують, вводячи поправку до середньо логарифмічної різниці температур для протитечії. ; (3.8) де; ; ; ; ; ; ; ; Розрахуємо коефіцієнт за формулою (3.8); = З; (3.9) Для забезпечення інтенсивного теплообміну спробуємо підібрати апарат із турбулентним режимом перебігу теплоносіїв. Суміш бензол-толуол направимо в трубний простір, оскільки це активне середовище, воду - міжтрубний простір. У теплообмінних трубах Æ25*2 мм холодильників за ГОСТ 15120-79 швидкість перебігу суміші при Re 2 > 10000 повинна бути більшою (3.10) де - в'язкість суміші при 48,5 С; . Число труб, що забезпечують такий режим, має бути: ; (3.11) тобто. число труб n< 44,9 на один ход. Выберем варианты теплообменников : 1. Теплообменник «кожухотрубный» D = 600; d = 25*2; z=6; n/z = 32,7; SВ.П. = 0,037 ; F = 61 ; L = 4 м; SВ.П. = 0,011 . 2. Теплообменник «кожухотрубный» D = 600; d = 25*2; z=4; n/z = 51,5; SВ.П. = 0,04 ; F = 65 ; L = 4 м; SВ.П. = 0,018 . Варіант 1.Теплообмінник «кожухотрубний» (ГОСТ 15120-79) 1.1 Швидкість течії в трубах, для забезпечення турбулентного режиму, повинна бути більше 1.2 Складемо схему процесу теплопередачі (Рис. 3.1). а) У трубний простір. Визначимо критерії Рейнольдса та Прандтля для суміші бензол-толуол.

Бензол-толуол Вода Рис. 3.1(До першого варіанту розрахунку)

; (3.12); ; (3.13); де =0,14 Вт/(м К) – коефіцієнт теплопровідності суміші бензол-толуол. Розрахуємо критерій Нуссельта для турбулентного перебігу суміші: ; (3.14) де приймемо рівному 1 і співвідношення =1 з подальшою поправкою. Коефіцієнт тепловіддачі суміші бензол-толуол до стінки: ; (3.15) б) Міжтрубний простір. Розрахуємо коефіцієнт тепловіддачі для води. Швидкість води у міжтрубному просторі. ; (3.16) Критерій Рейнольдса для води: ; (3.17) де =0,0011 Па с = 998 при температурі +17,5 С; Критерій Прандтля для води при +17,5 С:; (3.18) де =0,59 Вт/(м К) - коефіцієнт теплопровідності води. Для вибору формули розрахунку коефіцієнта тепловіддачі розрахуємо значення GrPr при Re< 10000. ; (3.19) где - плотность воды при 17,5 С ; ; и - плотности воды при 10 и 25 С; =0,0011 Па с - динамический коэффициент вязкости воды при 17,5 С. ; Для вертикального расположения труб примем выражение ; (3.20) примем значение = 1 с дальнейшей поправкой где и вязкость воды при 17,5 С и температуре стенки соответственно по формуле (3.20). ; Коэффициент теплоотдачи для воды: ; (3.21) Рассчитаем термическое сопротивление стенки и загрязнений : ; (3.22) ; Коэффициент теплопередачи: ; (3.23) Поверхностная плотность потока: ; (3.24) 1.3 Определим ориентировочно значения и , исходя из того, что ; (3.25) где сумма . Найдем: С; (3.26) С; (3.27) С; (3.28) Проверка: сумма ; 12,3 + 4,3 + 8,5 = 25,1 С; Отсюда С; (3.29) С; (3.30) Введем поправку в коэффициенты теплоотдачи, определив .Критерий Прандтля для смеси бензол-толуол при С; ; (3.31) где ; ; . Коэффициент теплоотдачи для смеси: (3.32) Коэффициент теплоотдачи для воды: (3.33) где ; Исправленные значения К, q, и (3.23): ; ; (3.34) С; (3.35) С; (3.36) (3.37) (3.38) Дальнейшее уточнение , и других величин не требуется, так как расхождение между крайними значениями не превышает 5%. 1.4. Расчетная площадь поверхности теплопередачи: ; (3.39) запас Варіант 2.Теплообмінник "кожухотрубний" (ГОСТ 15120-79) 2.1. Швидкість течії у трубах, задля забезпечення турбулентного режиму, повинна бути більше 2.2. Складемо схему процесу теплопередачі (Рис. 3.2). а) У трубний простір. Визначимо критерії Рейнольдса та Прандтля для суміші бензол-толуол. Розрахуємо Рейнольдс за формулою (3.12)

Бензол-толуол Вода Рис. 3.2(До другого варіанту розрахунку)

; Критерій Прандтля (3.13). ; де =0,14 Вт/(м К) – коефіцієнт теплопровідності суміші бензол-толуол. Для вибору формули розрахунку коефіцієнта тепловіддачі розрахуємо значення GrPr при Re< 10000. где - плотность воды при 48,5 С ; ; и - плотности смеси при 25 и 80,5 С; =0,00045 Па с - динамический коэффициент вязкости смеси при 48,5 С. ; Для вертикального расположения труб примем выражение примем значение = 1 с дальнейшей поправкой где и вязкость смеси бензол-толуол при 48,5 С и температуре стенки соответственно. Рассчитаем по формуле (3.20). ; Коэффициент теплоотдачи для смеси бензол-толуол (3.15): ; б) Межтрубное пространство. Рассчитаем коэффициент теплоотдачи для воды. Скорость воды в межтрубном пространстве (3.16). ; Критерий Рейнольдса для воды (3.17): ; где =0,0011 Па с , = 998 при температуре +17,5 С; Критерий Прандтля для воды при +17,5 С (3.18): ; где =0,59 Вт/(м К) - коэффициент теплопроводности воды . Для выбора формулы расчета коэффициента теплоотдачи рассчитаем значение GrPr при Re < 10000 (3.19). ; где - плотность воды при 17,5 С ; ; и - плотности воды при 10 и 25 С; =0,0011 Па с - динамический коэффициент вязкости воды при 17,5 С. ; Для вертикального расположения труб примем выражение примем значение = 1 с дальнейшей поправкой где и вязкость воды при 17,5 С и температуре стенки соответственно (3.20). ; Коэффициент теплоотдачи для воды (3.21): ; Рассчитаем термическое сопротивление стенки и загрязнений (3.22): ; Коэффициент теплопередачи (3.23): ; Поверхностная плотность потока (3.24): ; 2.3. Определим ориентировочно значения и , исходя из формулы (3.25). Найдем: С; (3.26) С; (3.27) С; (3.28) Проверка: сумма ; 13,9 + 3,6 + 7,6 = 25,1 С; Отсюда С; (3.29) С; (3.30) Введем поправку в коэффициенты теплоотдачи, определив . Для смеси бензол-толуол при С и воды при С; Коэффициент теплоотдачи для смеси (3.33): где - кинематическая вязкость . Коэффициент теплоотдачи для воды (3.33): где - вязкость воды при температуре стенки ; Исправленные значения К, q, и (3.23),(3.34),(3.35) и (3.36): ; ; С; С; Проверка расхождения по формулам (3.37) и (3.38). Дальнейшее уточнение , и других величин не требуется, так как расхождение между крайними значениями не превышает 5%. 2.4. Расчетная площадь поверхности теплопередачи (3.39): ; запас 4.Гідравлічний та економічний розрахунокРозрахунок гідравлічного опору. Зіставимо два обраних варіанти кожухотрбчастих теплообмінників по гідравлічному опору. Варіант 1.Швидкість рідини в трубах; (4.1); (4.2) Коефіцієнт тертя розраховуємо за формулою (4.2): ; де – висота виступів шорсткості на поверхні, d – діаметр труби. Діаметр штуцерів у розподільчій камері - трубного простору, - міжтрубного простору. ; (4.3) Розрахуємо швидкість у штуцерах за формулою (4.3). У трубному просторі такі місцеві опори: вхід у камеру та вихід з неї, 5 поворотів на 180 градусів, 6 входів у труби та 6 виходів з них. Відповідно до формули отримаємо (4.4) Розрахуємо гідравлічний опір за формулою (4.4) Число рядів труб, що омиваються потоком у міжтрубному просторі, ; приймемо округляючи у бік 9. Число сегментних перегородок x= 10 Діаметр штуцерів до кожуха - міжтрубного простору , швидкість потоку в штуцерах за формулою (4.3) Швидкість потоку в найбільш вузькому перерізі (4.5) У міжтрубному просторі наступні місцеві опори: вхід і вихід рідини через штуцера, 10 поворотів сегменти і 1 при його обтіканні (4.6) Розрахуємо гідравлічний опір за формулою (4.6) Варіант 2.Швидкість рідини в трубах (4.1); Коефіцієнт тертя розраховуємо за формулою (4.2): ; Діаметр штуцерів у розподільчій камері - трубного простору, - міжтрубного простору. Розрахуємо швидкість у штуцерах за формулою (4.3). У трубному просторі такі місцеві опори: вхід у камеру та вихід з неї, 3 повороти на 180 градусів, 4 входи в труби та 4 виходи з них. Відповідно до формули розрахуємо гідравлічний опір за формулою (4.4) Число рядів труб, що омиваються потоком у міжтрубному просторі, ; приймемо округляючи у бік 9. Число сегментних перегородок x= 10 Діаметр штуцерів до кожуха - міжтрубного простору , швидкість потоку в штуцерах за формулою (4.3) Швидкість потоку в найбільш вузькому перерізі (4.5) У міжтрубному просторі наступні місцеві опори: вхід і вихід рідини через штуцера, 10 поворотів сегменти і 1 при його обтіканні. Розрахуємо гідравлічний опір за формулою (4.6) 5.Економічний розрахунок Варіант 1.Маса теплообмінника Щоб оцінити вартість апарату необхідно розрахувати масу теплообмінних труб. (5.1) де Частка маси труб від маси всього теплообмінника Ціна одиниці маси теплообмінника по Цтр = 0,99 руб/кг. Ціна теплообмінника Енергетичні витрати з урахуванням ККД насосної установки на прокачування гарячої рідини по трубах складе: (5.2) де за практичними розрахунками. Енергетичні витрати на прокачування холодної рідини міжтрубним простором (5.3) Наведені витрати становитимуть (5.4) де 8000 - час роботи насосів у році; = 0,02 – вартість одного кіловата енергії руб/кВт. Варіант 2.Маса теплообмінника Щоб оцінити вартість апарату необхідно розрахувати масу теплообмінних труб (5.1). Частка маси труб від маси всього теплообмінника Ціна одиниці маси теплообмінника Цтр = 0,975 руб/кг. Ціна теплообмінника Енергетичні витрати з урахуванням ККД насосної установки на прокачування гарячої рідини по трубах складе (5.2): де за практичними розрахунками . Енергетичні витрати на прокачування холодної рідини міжтрубним простором (5.3) Наведені витрати складуть (5.4) 6.ВисновкиДля наочності результати розрахунків зведемо до таблиці. З (таб. 1) видно, що різниця між наведеними витратами вибраних варіантів Таблиця 1.

Техніко-економічні показники	669,9
	5,6	2,4
	685,7	672,3

незначна. Але все ж таки найбільш економічним є другий варіант за наведеними витратами. До того ж у другого варіанта більший запас поверхні, що дає переваги при забрудненні апарату перед першим варіантом. 7.ВисновокУ цьому документі були зроблені матеріальні, теплові, економічні та гідравлічні розрахунки на підставі яких були зроблені висновки. Було обрано найбільш оптимальний теплообмінний апарат. Також у вступі були відображені основні закони теплообміну та перебігу рідин.