Курсовая работа по ПАПП. КП ПАПП. Курсовой проект по дисциплине Процессы и аппараты пищевых производств Проверила Мурманск

• Название: Курсовой проект по дисциплине Процессы и аппараты пищевых производств Проверила Мурманск
• Анкор: Курсовая работа по ПАПП
• Дата: 18.12.2022
• Размер: 0.81 Mb.
• Имя файла: КП ПАПП.docx
• Тип: Курсовой проект; #851417

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ АВТОНОМНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

«МУРМАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра технологического и холодильного оборудования

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине

«Процессы и аппараты пищевых производств»

Выполнила:

Проверила:

Мурманск

2021

Содержание

Стр.

Задание ……………………………………………………………….	3
Введение ………………………………………………………………	4
1 Описание технологической схемы………………………………...	6
2 Проектирование аппарата………………………………………….	8
2.1 Тепловой расчет аппарата ………………………………..	8
2.2 Гидравлический расчет аппарата ………………………..	24
2.3 Механический расчет аппарата ………………………….	27
3 Расчет тепловой изоляции аппарата ……………….......................	29
4 Техника безопасности при эксплуатации аппаратов ……………	30
Список используемой литературы…………………………………..	32
Приложения……………………………………………………………	33

Задание

Спроектировать горизонтальный кожухотрубчатый теплообменник для конденсации D=1,2 кг/c перегретого пара с температурой t_п=125 ⁰C и давлением Р=0,1 Мпа. Охлаждающая жидкость поступает в трубки с начальной температурой t=15⁰С

Введение
Теплообменный аппарат (теплообменник) — это устройство, в котором осуществляется теплообмен между двумя или несколькими средами. Устройства, в которых между средами происходит массообмен, называют массообменными аппаратами. Аппараты, в которых одновременно протекают тепло- и массообмен, называют тепломассообменными. Движущиеся среды, обменивающиеся теплотой или применяемые для передачи теплоты от более нагретых тел и веществ к менее нагретым, называют теплоносителями.

Наибольшее распространение в тепломассообменных и теплотехнологических установках получили следующие процессы: нагревание, охлаждение, конденсация, выпаривание, сушка, дистилляция, плавление, кристаллизация, затвердевание.

По потенциалу теплоносителя теплотехническое оборудование можно разделить на низкотемпературное, среднетемпературное и высокотемпературное.

К высокотемпературным установкам относятся промышленные печи, им соответствуют рабочие температуры в пределах 400...2000 °С.

Низко- и среднетемпературное оборудование представляет собой теплообменные аппараты, установки для тепловлажностной обработки и сушки материалов и изделий, установки утилизации тепла и пр. Рабочий диапазон среднетемпературных процессов и установок находится, как правило, в пределах 150...700 °С. Процессы с более низкими температурами, до -150 °С, называют криогенными.


В качестве теплоносителей в зависимости от назначения производственных процессов могут применяться: водяной пар, горячая вода, дымовые и топочные газы, высокотемпературные и низкотемпературные теплоносители.

Водяной пар как греющий теплоноситель получил большое распространение вследствие ряда своих достоинств:

- Высокие коэффициенты теплоотдачи при конденсации водяного пара позволяют получать относительно небольшие поверхности теплообмена.

- Большое изменение энтальпии при конденсации водяного пара позволяет расходовать малое его массовое количество для передачи сравнительно больших количеств теплоты.

- Постоянная температура конденсации при заданном давлении дает возможность наиболее просто поддерживать постоянный режим и регулировать процесс в аппаратах.

Основным недостатком водяного пара является значительное повышение давления в зависимости от температуры насыщения.

Наиболее часто употребляемое давление греющего пара в теплообменниках составляет от 0,2 до 1,2 МПа. Теплообменники с паровым обогревом для высоких температур получаются очень тяжелыми и громоздкими по условиям обеспечения прочности, имеют толстые фланцы и стенки, весьма дороги и поэтому применяются редко.

Достоинством воды как теплоносителя является сравнительно высокий коэффициент теплоотдачи

Цель курсового проекта рассчитать и подобрать теплообменный аппарат по заданным параметрам, в котором горячий пар конденсируется при помощи холодной воды, протекающей во внутренних трубах аппарата.

1. Описание технологической схемы
В парожидкостном аппарате греющей средой является пар, нагреваемой – жидкость. Применяются на тепловых электрических станциях и отопительных котельных в качестве подогревателей питательной воды котлов, конденсаторов, сетевых подогревателей воды в системах отопления и горячего водоснабжения.

В упрощённом виде пароводяной теплообменник можно представить состоящим из горизонтального или вертикального цилиндрического кожуха с верхним и нижним патрубками, в который заключён пучок труб малого диаметра.

В кожух через верхний патрубок подаётся высокотемпературный перегретый пар, который конденсируется в процессе прохождения от контакта со стенками труб пучка; конденсат выходит из кожуха через нижний патрубок. Одновременно в трубный пучок подаётся вода, которая нагревается паром. Для увеличения поверхности теплообмена трубы трубного пучка могут выполняться с волнообразной накаткой (т.н. турбулизаторами).

Распределение воды в трубах пучка производится при помощи распределительной камеры (камер) на торце (торцах) кожуха. В случае, если трубы пучка имеют прямую форму – камер две, одна из которых, как и кожух, оснащена двумя патрубками – для ввода и вывода воды. Если трубы U-образные, необходимость во второй распределительной камере отсутствует.



Б - вход пара; В – вход и выход воды; Г – выход конденсата; D_н – диаметр корпуса аппарата; 1 – корпус; 2 – трубный пучок; 3 – передняя водяная камера с перегородкой; 4 – задняя водяная камера

Рисунок 1. Схема устройства двухходового горизонтального пароводяного подогревателя
У теплообменников с прямыми трубами ток воды в трубном пучке может быть организован по одно-, двух-, четырёхходовому (и более) принципу; количество ходов, как правило, указывается в маркировке.

2. Проектирование аппарата

В данной работе необходимо выполнить конструктивный тепловой и гидравлический расчет теплообменного аппарата, который заключаются в определении величины его поверхности теплообмена и мощности, необходимой для перемещения каждого теплоносителя в теплообменнике.

2.1 Тепловой расчет аппарата

Тепловой расчет основан на совместном решении уравнений теплового баланса и теплопередачи.

Тепловой расчет имеет два этапа. Первый – охлаждение пара при данном давлении Р=0,1Мпа до t_нас 99,64 ⁰С (табл. ХIII Приложение Б).

Для охлаждения необходимо отнять теплоты

Q₁= G_n(i - i¹¹) ,

где удельные энтальпии пара

i =2727 кДж/кг при t=125⁰С и Р=0,1Мпа (табл. ХIV Приложение А)

i¹¹=2675 кДж/кг при t=99,64 ⁰C и P=0,1 Мпа для пара на линии насыщения (табл. ХIII Приложение Б)

G_n=1,2 кг/с заданное

количество перегретого пара

Q₁ =1,2*(2727-2675)10³=62400 Дж

Для того , чтобы сконденсировать пар необходимо еще отнять теплоты.

Q₂= G_n(i¹¹- i¹)

где i¹ =417,4 кДж/кг – удельная энтальпия воды на линии насыщения (табл. ХIII Приложение Б)

Q₂= 1,2*(2675-417,4)10³=2709120 Дж


Таким образом, для конденсации пара необходимо отнять теплоты

Q=Q₁+Q₂

Q=62400+2709120 =2771520 Дж

Исходя из того, что мы предварительно принимаем разность температуры не должна принимать значения менее 10 ⁰C , получаем , что температура охлаждающей воды в месте, где начинается конденсация пара , равной

t_в =99,64 ⁰C – 10 ⁰C = 89,64 ⁰C

Удельная теплоемкость воды при 0100⁰С равна С_в=4190 Дж/(кгК)

Тогда необходимый расход воды может быть найден из уравнения теплового баланса участка конденсации

2771520 = G_В 4190 (89,64–15)

Q₁= G_В C_В (t ¹ – t¹¹)

G_В=2771520 /(4190*(89,64–15)) =8,86 кг/c

Температуру воды на выходе из конденсатора определим из уравнения теплового баланса

Q= G_В C_В *(t ¹ – t¹¹)

t₂=Q/(G_ВС_В) +t¹¹

t₂ =2771520 / (8,864190) +15 = 89,66 ⁰C

При изменении агрегатного состояния теплоносителя его температура остается постоянной вдоль всей поверхности теплообмена t₁=99,64 ⁰C

В диапазоне прямо и противоположном движениям теплоносителей средняя разность температур определяется по формуле:

t_ср=(t_б -t_м)/ln(t_б /t_м) ,

где 125 ⁰C-------99,64 ⁰C

89,66 ⁰C-------15 ⁰С

t_м =35,34 ⁰C t_б=84,64 ⁰C

t_б /t_м=84,64 / 35,34 2 , значит

t_ср =(84,64-35,34)/ln(89,66/35,34)=52,9 ⁰C

Средняя температура охлаждающей воды:

t₂=t₁- t_ср

t₂=99,64-52,9 =46,74 ⁰C
Объемный расход охлаждающей воды:

V₂=G_в/_в

где _в=995,2 кг/м³ – плотность воды при t=46,74 ⁰C методом интерполяции известных величин (табл. 102 Приложение В).

=

V₂=8,86/995,2=0,0089 м³/с,

Ориентировочно определяем максимальную величину площади поверхности теплообмена. Максимальное значение коэффициента теплопередачи от пара к охлаждающей воде по табл. 2.1 [1] К_ср =1000 Вт/(м²к), тогда

F_max =Q/ (К_ср t_ср)

F_max =2771520/(100052,9)=52,39 м²
Задаваясь числом Re=4500, определяем отношение n/z для теплообменника из труб диаметром d_м =202,0 мм

n/z= 4G_в/( d_м _вRe)

где n – общее число трубок;

z – число ходов по трубному пространству;

d_вн=0,016 м – внутренний диаметр труб;

_в=0,00052609 Пас – динамическая вязкость охлаждающей воды при средней температуре 52,9 ⁰C (табл. 103 Приложение Г).

n/z= 48,86/(0,0200,000526094500) = 238,4

Принимаем n/z= 239
По площади теплообмена F_max=52,39 м² и отношению n/z=239 по таблице 2.3 [1] выбираем следующие параметры теплообмена:

1 D=600мм; d_м =202мм; z=1; n/z =389; F=73 м²

2 D=600мм; d_м =202мм; z=2; n/z =370; F=70м²

3 D=600мм; d_м =202мм; z=4; n/z=334; F=63 м²

Проведем уточненный расчет этих вариантов

2.1.1 Уточненный расчет 1 варианта

Расчет коэффициента теплопередачи К выполняется для стационарных условий теплообмена, когда тепловые потоки от конденсирующегося пара стенки, через стенку и от стенки к охлаждающей воде равен:

q₁=q_ст=q₂
Так как коэффициенты ₁ и ₂, определяющие интенсивность теплообмена между теплоносителями и стенкой, зависят от неизвестных температур t_ст1 и t_ст2, они определяются методом последовательных приближений.



Рисунок 2. Распределение температур на стенке трубки в процессе теплопередачи.


Первое приближение
Для установившегося режима передачи тепла справедливо равенство:

q=₁t ₁=1/(/) t_ст =₂ t₂
Для вычисления коэффициентов теплоотдачи от горячей стенки к охлаждающей воде ₂ задаемся в первом приближении t₂=5 ⁰C

Определим критерии Рейнольдса, Прандтля

Re= 4G_в/( d_м_в n/z)

Pr=С_В_в/ _в ,

где _в=0,65048 Вт(м²к) – коэффициент теплопроводности охлаждающей воды при t_ср = 52,9 ⁰С (табл. 102 Приложение В).

Re= 4*8,86/(3,140,0160,00052609239) =5610

Pr=41900,00052609/0,65048 =3,39
Коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника:

Nu=0,08Re^0,9Pr^0,43

Nu=0,085610^0,93,39^0,43=320

₂=/dNu

₂=0,65048 /0,016320=13009 Вт(м²к)
Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара (см. табл. 2.2) [1].

(/)=0,002/17,5+1810^-5+1810^-5=0,00047 м²к/Вт
Перепад температур на стенке:

t_ст =₂ t₂(/)

t_ст =13009 50,00047=30,57 ⁰C

Тогда

t₁=t_ср-t_ст-t₂

t₁=52,9-30,57-5=17,33 ⁰C

Коэффициент теплоотдачи пара, конденсирующегося на пучке горизонтально расположенных труб:



где _к=958,552кг/м³ – плотность конденсата при t_к=99,64 ⁰С

(табл. 102 Приложение В).

_к=0,682892 Вт/мк – теплопроводность конденсатора при t_к=99,64 ⁰С (табл. 102 Приложение В).

_к=0,0002833 Пас – динамическая вязкость жидкости при t_к=99,64 ⁰С (табл. 103 Приложение Г).

z_к=417488 Дж/кг – удельная теплота конденсации при t_к=99,64 ⁰С (табл. 103 Приложение Г).



Проверим правильность первого приближения:

q₁=₁t₁

q₂=₂t₂

q₁=1006317,33=174391 Вт/м²

q₂=130095=65045 Вт/м²

Очевидно, что q₁q₂

Второе приближение

Во втором приближении принимаем t₂=7,2 град

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re =5610 Pr =3,39; Nu =320 ₂=13009 Вт/м²к

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара (см. табл. 2.2) [1].

(/)=0,002/17,5+1810^-5+1810^-5=0,00047 м²к/Вт

Перепад температур на стенке:

t_ст =₂ t₂(/)

t_ст =130097,20,00047=44,02 ⁰C

t₁=52,9-44,02-7,2=16,8 ⁰C



Тогда:

q₁=₁t₁

q₂=₂t₂

q₁=890916,8=149671 Вт/м²

q₂=130097,2=93664 Вт/м

Снова q₁q₂

Третье приближение

В третьем приближении принимаем t₂=6,5 ⁰C

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re =4268 Pr =3,86; Nu =264

₂=13009 Вт/м²к
Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара (см. табл. 2.2) [1].

(/)=0,002/17,5+1810^-5+1810^-5=0,00047 м²к/Вт

Перепад температур на стенке:

t_ст =₂ t₂(/)

 t_ст =130096,50,00047=39,74 ⁰C

t₁=52,9-39,74-6,5=6,66 ⁰C



Тогда

q₁=₁t₁

q₂=₂ t₂

q₁=100636,66=67019,58 Вт/м²

q₂=130096,5=68796 Вт/м²

Очевидно, что q₁ q₂ , разница составляет 2,6   4 

Для определения поверхности теплопередачи и выбора конкретного варианта конструкции теплообменного аппарата необходимо определить коэффициент теплопередачи. Его можно рассчитать с помощью уравнения (2.1) [1] аддитивности термических сопротивлений на пути теплового потока:

+ ,

где - толщина стенки;

r₃₁ , r₃₂ - термические сопротивления слоев загрязнений обеих сторон стенки.

Коэффициент теплопередачи равен:

К=1/(1/10063+0,00047+1/13009)=1547 Вт/м²к
Требуемая поверхность теплообмена:

F=Q/(Kt_ср)

F=2771520 / (154752,9) = 33,86 м²
Из табл. 2.3 подходит из выбираемого ряда аппарат с L=2,0м и F=49 м².

D=600мм; d_м =202мм; z=1; n/z =389

Его масса равна М₁=1540 кг.

П ри этом запас равен:

=(49-33,86)/33,86100=44,71 .

2.1.2 Уточненный расчет варианта 2

D=600мм; d_м =202мм; z=2; n/z =370; F=73м²
Первое приближение

Для установившегося режима передачи тепла справедливо равенство:

q=₁t ₁=1/(/) t_ст =₂ t₂
Для вычисления коэффициентов теплоотдачи от горячей стенки к охлаждающей воде ₂ задаемся в первом приближении t₂=5 ⁰C

Определим критерии Рейнольдса, Прандтля

Re= 4G_в/ d_м_в n/z

Pr=С_В_в/ _в ,

где _в=0,65048 Вт(м²к) – коэффициент теплопроводности охлаждающей воды при t_ср = 52,9 ⁰С (табл. 102 Приложение В).

Re= 4*8,86/3,140,0163700,00052609 =3767

Pr=41900,00052609 /0,65048=3,39
Коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника:

Nu=0,08*Re^0,9Pr^0,43

Nu=0,083767^0,93,39^0,43=224

₂=(/d)Nu

₂=(0,65048/0,016)224=9089 Вт(м²к)
Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара (см. табл. 2.2) [1].

(/)=0,002/17,5+1810^-5+1810^-5=0,00047 м²к/Вт
Перепад температур на стенке:

t_ст =₂ t₂(/)

t_ст =9089 50,00047=21,36 ⁰C

Тогда

t₁=t_ср-t_ст-t₂

t₁=52,9-21,36-5=26,54 ⁰C

Коэффициент теплоотдачи пара, конденсирующегося на пучке горизонтально расположенных труб:



где _к=958,55 кг/м³ – плотность конденсата при t_к=99,64 ⁰С

(табл. 102 Приложение В).

_к=0,682892 Вт/мк – теплопроводность конденсатора при t_к=99,64 ⁰С (табл. 102 Приложение В).

_к=0,0002833 Пас – динамическая вязкость жидкости при t_к=99,64 ⁰С (табл. 103 Приложение Г).

z_к=417488 Дж/кг – удельная теплота конденсации при t_к=99,64 ⁰С (табл. 103 Приложение Г).



Проверим правильность первого приближения:

q₁=₁t₁

q₂=₂t₂

q₁=526326,54=139680 Вт/м²

q₂=90895=45445 Вт/м²

Очевидно, что q₁q₂
Второе приближение

Во втором приближении принимаем t₂=6,4 град

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re =3767 Pr =3,39; Nu =224

₂=9089 Вт/м²к

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара (см. табл. 2.2) [1].

(/)=0,002/17,5+1810^-5+1810^-5=0,00047 м²к/Вт

Перепад температур на стенке:

t_ст =₂ t₂(/)

t_ст =90896,40,00047=27,34 ⁰C

t₁=52,9-27,34-6,4=19,16 ⁰C



Тогда:

q₁=₁t₁

q₂=₂t₂

q₁=484719,16=92868 Вт/м²

q₂=90896,4=58169 Вт/м

Снова q₁q₂

Третье приближение

В третьем приближении принимаем t₂=7,0 ⁰C

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re =3767 Pr =3,39; Nu =224

₂=9089 Вт/м²к

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара (см. табл. 2.2) [1].

(/)=0,002/17,5+1810^-5+1810^-5=0,00047 м²к/Вт

Перепад температур на стенке:

t_ст =₂ t₂(/)

t_ст =90897,00,00047=29,9 ⁰C

t₁=52,9-29,9-7,0=16 ⁰C



Тогда

q₁=₁t₁

q₂=₂ t₂

q₁=470416=75264 Вт/м²

q₂=90897,0=73623 Вт/м²

О чевидно, что q₁ q₂ , разница составляет 2,22   4 

Для определения поверхности теплопередачи и выбора конкретного варианта конструкции теплообменного аппарата необходимо определить коэффициент теплопередачи. Его можно рассчитать с помощью уравнения (2.1) [1] аддитивности термических сопротивлений на пути теплового потока:

+ ,

- толщина стенки;

r₃₁ , r₃₂ - термические сопротивления слоев загрязнений обеих сторон стенки.

Коэффициент теплопередачи равен:

К=1/(1/4704+0,00047+1/9089)=1209 Вт/м²к
Требуемая поверхность теплообмена:

F=Q/(Kt_ср)

F=2771520 / (120952,9) = 43,3 м²

Из табл. 2.3 подходит из выбираемого ряда аппарат с L=2,0м и F=47 м².

D=600мм; d_м =202мм; z=2; n/z =337

Его масса равна М₁=1540 кг.

При этом запас равен:

=(47-43,3)/43,3100=16,1 .
2.1.3 Уточненный расчет варианта 3
D=600мм; d_м =202мм; z=4; n/z=334; F=63 м²
Первое приближение

Для установившегося режима передачи тепла справедливо равенство:

q=₁t ₁=1/(/) t_ст =₂ t₂




Для вычисления коэффициентов теплоотдачи от горячей стенки к охлаждающей воде ₂ задаемся в первом приближении t₂=5 ⁰C

Определим критерии Рейнольдса, Прандтля

Re= 4G_в/ d_м_в n/z

Pr=С_В_в/ _в ,

где _в=0,65048 Вт(м²к) – коэффициент теплопроводности охлаждающей воды при t_ср = 52,9 ⁰С (табл. 102 Приложение В).

Re= 4*8,86/(3,140,0160,00052609234) =5730

Pr=41900,00052609/0,65048 =3,39
Коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника:

Nu=0,08*Re^0,9Pr^0,43

Nu=0,085730^0,93,39^0,43=326

₂=(/d)Nu

₂=(0,65048/0,016)326=13253 Вт(м²к)
Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара (см. табл. 2.2) [1].

(/)=0,002/17,5+1810^-5+1810^-5=0,00047 м²к/Вт
Перепад температур на стенке:

t_ст =₂ t₂(/)

t_ст =13253 50,00047=31,14 ⁰C

Тогда

t₁=t_ср-t_ст-t₂

t₁=52,9-31,14-5=16,76 ⁰C

Коэффициент теплоотдачи пара, конденсирующегося на пучке горизонтально расположенных труб:



где _к=958,55 кг/м³ – плотность конденсата при t_к=99,64 ⁰С

(табл. 102 Приложение В).

_к=0,682892 Вт/мк – теплопроводность конденсатора при t_к=99,64 ⁰С (табл. 102 Приложение В).

_к=0,0002833 Пас – динамическая вязкость жидкости при t_к=99,64 ⁰С (табл. 103 Приложение Г).

z_к=417488 Дж/кг – удельная теплота конденсации при t_к=99,64 ⁰С (табл. 103 Приложение Г).



Проверим правильность первого приближения:

q₁=₁t₁

q₂=₂t₂

q₁=899816,76=150806 Вт/м²

q₂=132535=66265 Вт/м²

Очевидно, что q₁q₂
Второе приближение

Во втором приближении принимаем t₂=5,8 град

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re =5730 Pr =3,39; Nu =326

₂=13353 Вт/м²к

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара (см. табл. 2.2) [1].
 (/)=0,002/17,5+1810^-5+1810^-5=0,00047 м²к/Вт

Перепад температур на стенке:

t_ст =₂ t₂(/)

t_ст =132535,80,00047=38,12 ⁰C

t₁=52,9-38,12-5,8=8,98 ⁰C



Тогда:

q₁=₁t₁

q₂=₂t₂

q₁=86898,98=78035 Вт/м²

q₂=132535,8=76867 Вт/м

Очевидно, что q₁ q₂ , разница составляет 1,51  4 

Для определения поверхности теплопередачи и выбора конкретного варианта конструкции теплообменного аппарата необходимо определить коэффициент теплопередачи. Его можно рассчитать с помощью уравнения (2.1) [1] аддитивности термических сопротивлений на пути теплового потока:

+ ,

- толщина стенки;

r₃₁ , r₃₂ - термические сопротивления слоев загрязнений обеих сторон стенки.

Коэффициент теплопередачи равен:

К=1/(1/8689+0,00047+1/13253)=1514 Вт/м²к
Требуемая поверхность теплообмена:

F=Q/(Kt_ср)

F=2771520 / (151452,9) = 34,6 м²
И з табл. 2.3 подходит из выбираемого ряда аппарат с L=2,0м и F=42 м².

D=600мм; d_м =202мм; z=4; n/z =334

Его масса равна М₁=1540кг.

При этом запас равен:

=(42-34,6)/34,6100=21,38 .
Нормы технологического проектирования требуют выполнения условия



Это означает, что запас площади теплопередачи должен быть не меньше 10% и не больше 30%. Если это условие не выполняется, надо брать другой конденсатор.

Очевидно, что по запасу площади теплообмена нам подходят два варианта подобранных теплообменника.

Из табл. 2.3 подходит из выбираемого ряда аппарат с L=2,0м и F=47 м².

D=600мм; d_м =202мм; z=2; n/z =337

Его масса равна М₁=1540 кг.

При этом запас равен:

=(47-43,3)/43,3100=16,1 .
Из табл. 2.3 подходит из выбираемого ряда аппарат с L=2,0м и F=42 м².

D=600мм; d_м =202мм; z=4; n/z =334

Его масса равна М₁=1540кг.

При этом запас равен:

=(42-34,6)/34,6100=21,38 .

Дальнейшие расчеты будем проводить только для этого варианта.

2 .2 Гидравлический расчет аппарата
Гидравлический расчет аппарата необходим для определения затрат энергии на перемещение жидкости и газов и подбор насосов и вентиляторов. Гидравлическое сопротивление обусловлено сопротивлением трения и местными сопротивлениями, возникающими при изменениях скорости потока. Расчет для аппарата: L=2,0 м; F=47 м²; D=600мм; d_м =202мм; z=2; n/z =337;

Скорость воды в трубах определяем по формуле:

ω_тр = ;

ω_тр = = 0,033 м/с.

Расчет коэффициента трения:

λ = ;

где 64 – коэффициент, зависящий от формы сечения трубопровода.

λ = = 0,017,

Скорость воды в штуцерах:

ω_тр.ш = ,

где d_ш - диаметр штуцера в распределительной камере (d_ш = 0,20, табл. 2.5[1]).

ω_тр.ш = м/с.
В трубном пространстве имеют место следующие местные сопротивления : вход в камеру и выход из нее , вход в трубы и выход из них. Тогда гидравлические сопротивления трубного пространства:

∆Р_тр = ;

∆Р_тр =0,017∙ =96,8 Па.
Скорость пара на входе в межтрубное пространство

ω_ш.1 = ;

где d=200мм – диаметр штуцера на входе в межтрубное пространство (табл. 2.5) [1]

_п=0,5903 кг/м³ – плотность пара при давлении P=0,1 МПа (табл. ХIII Приложение Б)

ω_ш.1 = = 86 м/с, ,

Скорость конденсата в штуцере на выходе из межтрубного пространства

ω_ш.2 = ;

где d=200мм – диаметр штуцера на выходе в межтрубное пространство (табл. 2.5)[1]

_к=958,55 кг/м³ – плотность конденсата при t_к=99,64 ⁰С

(табл. 102 Приложение В).

ω_ш.2 = = 0,053 м/с,

Скорость конденсата в наиболее узком сечении межтрубного пространства площадью S_мтр=0,06м/с

ω_м.тр. = ;

ω_м.тр. = ;

Число рядов труб, омываемых конденсатом в межтрубном пространстве

m = , m = =10 ,

где число сегментных перегородок х = 8 (таблица 2.6[1]).

R_{e м.тр.} =

R_{e м.тр.} = = 2117;

В межтрубном пространстве имеют место следующие местные сопротивления: входного пара и выходного конденсата через штуцера , 8 поворотов через сегментные перегородки, и 9 сопротивлений трубного пучка при его поперечном обтекании.

Cопротивление межтрубного пространства

P_мтр=1,5(²_п/2)+1,5x(²_к/2)+3m(x+1)/Re^0,2²_к/2

∆Р_{м тр.} =

= 27,82 Па.

2.3 Механический расчет аппарата
Толщина стенки конденсата:

δ = + C,

где [σ] – допустимое напряжение мПа; для стали Х18М10Т [σ] = 140 мПа;

D_в – внутренний диаметр корпуса аппарата, м;

ρ – внутреннее давление в корпусе, МПа;

φ – коэффициент прочности сварного шва;

С – прибавка к расчетной толщине стенки учитывая коррозию и т.д.

δ = + 0,001= 0,0027м.

Принимаем толщину стенки равной 0,005 м.

Толщину стенки для крышки определяем по формуле:

δ_к = + C,

где R – радиус кривизны в вершине;

R = 0,25 ∙ D_в / h,

где h – высота выпуклой части наружной поверхности крышки, не менее

h=0,2 ∙ D_в = 0,2 ∙ 0,6 = 0,12 м.

R = 0,25 ∙ 0,6 / 0,12 =1,25,

δ_к = + 0,001 = 0,002 м

Принимаем толщину стенки крышки равной 0,005 м.

Расчет болтов фланцевого соединения крышек аппарата:

P_o = ,

где Z – число болтов на фланце (принимаем кратным 4, в данном случае 16 болтов);

N – общая сила нормального давления на прокладку;

Q – усилие, отрывающее крышку от фланца.

N = π ∙ (D_н² – D_в²) ∙ σ_у /4, где

D_н – наружный диаметр прокладки;

D_в – внутренний диаметр прокладки;

σ_у – удельное давление на прокладку, для твердой резины σ_у = 3,5 мПа.

Q = P ∙ F_кр,

где F_кр – площадь проекции внутренней поверхности крышки на

поперечное сечение аппарата, ограниченной внутренней окружностью прокладки диаметром D_в, т.е.

F_кр =

F_кр = = 0,125 м²;

Q = 0,1 ∙ 0,125 = 0,125 МН;

N = (3,14 ∙ (0,45² – 0,4²) ∙ 3,5) / 4 = 0,117 МН;

Р_о = (0,117 + 0,125) / 16 = 0,015 МН.

Уравнение прочности болта:

σ = Р_о / f_б ≤ [σ_т],

где σ – напряжение, возникающее в сечении болта, МПа;

f_б – площадь поперечного сечения болта, м²;

[σ_т] – предел текучести материала болта при действующей температуре, МПа

([σ_т] =240 МПа для стали 3).

Диаметр резьбы болта:

d_в = ;

d_в = = 0,0089 м.

По найденному внутреннему диаметру резьбы подбираем ближайший стандартный болт:

d_в = 12 мм (ГОСТ 7798-70) [3].

Расчет фланца. Толщина фланца:

δ_ф = + С,

где а – расстояние от центра болтового отверстия до стенки трубы, м (конструктивно принимаем а = 0,022 м);

z – число болтов на фланце (в данном случае 16);

D_ф – диаметр окружности сопряжения трубы с фланцем, м (D_ф = 0,606 м);

С – конструктивная прибавка (С = 0,003÷0,006);

[σ_н] – допустимые напряжения на изгиб мПа (для стали Х18ИIOI

σ_н = 148 мПа).

δ_ф = = 0,017 м.
3 Расчет тепловой изоляции аппарата
Наружная поверхность теплообменника для уменьшения тепловых потерь, создания безопасных условий труда обслуживающего персонала и защиты поверхности от коррозии, покрывается изоляцией.

Температура на поверхности аппарата должна быть не более 40÷50^оС, т.к. у нас конденсатор и температура его поверхности около 30^оС, то толщину тепловой изоляции рассчитывать не имеет смысла.

Для защиты аппарата от коррозии покрываем его краской.

Принимаем изоляционный материал – совелит, средняя температура внутри теплообменника ∆t_ср = 99,64 ⁰С; температура наружной поверхности изоляции, t_из = 40 ⁰С, температура окружающего воздуха, t_в = 20 ⁰С

Суммарный коэффициент теплоотдачи в окружающую среду определим по формуле

α = 4704 + 0,07(20- 99,64) = 4698 Вт/м²К

Удельный тепловой поток, q, Вт/м²

q = α (t_из – t_в) = 4704(40 – 20) = 94080 Вт/м²

Принимая приближенно, что все сопротивление изоляции сосредоточено в слое изоляции, можно записать

q = λ/δ ^. (t – t_в),

где λ – теплопроводность изоляции, λ = 0,098 Вт/мК;

δ – толщина изоляции, м.

Откуда

δ = λ/q ^. (t – t_в)

δ = 0,098/(94080) ^. (99,64 – 20) = 0,034 м

4 Техника безопасности при эксплуатации аппаратов
При получении теплообменного аппарата с предприятия- изготовителя, перед вводом его в эксплуатацию необходимо произвести осмотр, проверку комплектности.

В процессе работы необходимо следить за надежной фиксацией
оборудования. Ослабление фиксации механизмов может привести к поломке механизмов и оборудования.

При монтаже установки в цехе опоры необходимо крепить болтами к фундаменту. Вывинчивание опор с целью регулировки высоты машины более 20 мм не допускается.

Категорически запрещается установка шкафа электрооборудования непосредственно на машине.

Перед началом работы необходимо убедиться в наличии проводов защитного заземления в нижней части машины.

Перед началом работы необходимо убедиться в исправности
блокирующих устройств.

Перед пуском установки необходимо соблюдать следующие меры предосторожности:

- не допускать попадания воды и масла на электрооборудование и перелив масла на пол в зоне обслуживания;

- не снимать кожухи и не регулировать механизмы на работающей
машине;

- не производить регулировку частоты вращения мешалки до ее
полной остановки.


При обнаружении неисправностей на работающей установке ее необходимо отключить.

Инструктаж и обучение персонала проводят в следующем порядке: вводный инструктаж; первичный инструктаж на рабочем месте; периодический повторный инструктаж; обучение рабочих, занятых на особо опасных ответственных и работах.

Вводный инструктаж является первым этапом обучения технике безопасности. Он проводится со всеми вновь поступающими на предприятие. Помимо этого проводится инструктаж на рабочем месте. Инструктаж проводится индивидуально. Также рабочие ежеквартально проходят повторный инструктаж.

Перед началом работы все оборудование (основное и вспомогательное) надлежит тщательно осмотреть, проверить исправность, опробовать на холостом ходу.

Во избежание ожогов и тяжелых травм при обслуживании теплообменных аппаратов их необходимо охлаждать до 40°С при помощи изоляции, снять противодавление уплотнительного шланга. Отдавать откидные болты и от­крывать крышки теплообменника можно только после снятия давления и при открытом паровыпускном кране. При этом работающий должен находиться на безопасном расстоянии. Крышки в открытом состоянии должны надежно стопориться.

Теплообменные аппараты должны иметь хорошую теплоизоляцию, исправные термометры с отметкой допустимого значения температуры.

Все виды оборудования с электроприводом должны быть заземлены или подсоединены к заземленному нулевом проводу.

С писок используемой литературы

1. 
   Методические указания по курсовому проектированию.
   
2. 
   Кавецкий Г.Д., Королев А.В. Процессы и аппараты пищевых производств. М. Агропромиздат, 1991
   
3. 
   Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А.
   

Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии. Учебное пособие для вузов/Под ред. чл.-корр. АН СССР П.Г. Романкова. – 10-е изд., перераб. и доп.- Л: Химия, 1987.-576 с., ил.

4. 
   Лунин О.Г., Вельтищев В.Н. Теплообменные аппараты пищевых производств. – М.: Агропромиздат, 1987.- 239 с.: ил.- (учебники и учеб. пособие для высш. учеб. заведений).
   
5. 
   Стабников В.Н., Лысянский В.М., Попов В.Д. Процессы и аппараты пищевых производств. - М.: Агропромиздат, 1985.- 503с.
   

Приложение А

Приложение Б

Приложение В

Приложение Г