Расчет кожухотрубного теплообменника ТП 1

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

НОВОСИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К курсовому проекту по дисциплине:

Технологическое оборудование пищевых производств

Тема: «Расчет кожухотрубного теплообменника ТП 111»

Выполнила: Бухинник А.С.

Факультет: МТ

Проверил: Керженцев В.А.

Новосибирск, 2010

Введение

Цель и задачи курсового проекта

1. Анализ аналога кожухотрубного нагревателя

2. Расчеты кожухотрубного нагревателя для пастеризации молока

2.1 Тепловой расчет

2.2 Гидравлический расчет

2.3 Конструктивный расчет

2.4 Прочностной расчет Список литературы

Введение

Цель и задачи курсового проекта Кожухотрубный нагреватель имеет шифр 111 в таблице «Основных типов аппаратов для тепловой обработки пищевых сред и полуфабрикатов». По функциональному назначению аппарат относится к 1 группе, т. е предназначен для темперирования и повышения концентрации пищевых сред. По видам тепловой обработки пищевых сред и полуфабрикатов аппарат относится к 1 подгруппе, т. е подогреватели, сборники, котлы варочные для нагревания и уваривания. Область применения данного аппарата — в технологических линиях по производству томатного сока или виноматериалов. Цифра 1 в шифре устройства указывает на порядковый номер устройства в подгруппе.

Теплообменные аппараты (теплообменники) применяются для осуществления теплообмена между двумя теплоносителями с целью нагрева или охлаждения одного из них. В зависимости от этого теплообменные аппараты называют подогревателями или холодильниками.

По способу передачи тепла различают следующие типы теплообменных аппаратов:

— поверхностные, в которых оба теплоносителя разделены стенкой, причем тепло передается через поверхность стенки;

— регенеративные, в которых процесс передачи тепла от горячего теплоносителя к холодному разделяется по времени на два периода и происходит при попеременном нагревании и охлаждении насадки теплообменника;

— смесительные, в которых теплообмен происходит при непосредственном соприкосновении теплоносителей.

В химической промышленности наибольшее распространение получили поверхностные теплообменники, отличающиеся разнообразием конструкций, основную группу которых представляют трубчатые теплообменники, такие как: кожухотрубные, оросительные, погруженные и «труба в трубе» .

Одним из самым распространенным типом теплообменников являются кожухотрубные теплообменники. Они представляют из себя пучок труб, концы которых закреплены в специальных трубных решетках путем развальцовки, сварки, пайки, а иногда на сальниках. Пучок труб расположен внутри общего кожуха, причем один из теплоносителей движется по трубам, а другой — в пространстве между кожухом и трубами.

Кожухотрубные теплообменники могут быть с неподвижной трубной решеткой или с температурным компенсатором на кожухе, вертикальные или горизонтальные. В соответствии с ГОСТ 15 121–79, теплообменники могут быть двухчетырехи шестиходовыми по трубному пространству.

Достоинствами кожухотрубных теплообменников являются: компактность; небольшой расход метала; легкость очистки труб изнутри, а недостатками — трудность пропускания теплоносителей с большими скоростями; трудность очистки межтрубного пространства и трудность изготовления из материалов, не допускающих развальцовки и сварки.

Кожухотрубные теплообменники могут использоваться как для нагрева, так и для охлаждения.

В качестве греющего агента в теплообменниках часто используется насыщенный водяной пар имеющий целый ряд достоинств:

— высокий коэффициент теплоотдачи;

— большое количество тепла, выделяемое при конденсации пара;

— равномерность обогрева, так как конденсация пара происходит при постоянной температуре;

— легкое регулирование обогрева.

Задачи курсового проекта

1) Произвести анализ аналога кожухотрубного нагревателя (пластинчатый подогреватель). Описать достоинства и недостатки нагревателей.

2) Рассчитать основные тепловые и конструктивные параметры выбранного нагревателя.

3) Произвести гидравлический расчет.

4) Произвести предварительные прочностные расчеты.

5) Составить перечень составных частей кожухотрубного нагревателя. Произвести дополнительные расчеты, необходимые для чертежей.

6) Сделать выводы.

1. Анализ аналога кожухотрубного нагревателя Теплообменные аппараты составляют многочисленную группу теплосилового оборудования, занимая значительные производственные площади и превышая зачастую 50% стоимости общей комплектации в теплоэнергетике, химической, нефтеперерабатывающей и пищевой промышленности, и ряде других отраслей. Поэтому правильный выбор теплообменников представляется исключительно важной задачей.

К настоящему времени можно выделить два наиболее распространенных типа теплообменных аппаратов — кожухотрубные и пластинчатые.

Широко известные традиционные кожухотрубные аппараты, обладая рядом преимуществ, вместе с тем имеют и очень существенные недостатки. В частности — неблагоприятные массогабаритные характеристики, низкие показатели надежности. Эти аппараты почти всегда требуют применения грузоподъемного оборудования, предполагают наличие значительных свободных площадей и далеко не всегда могут быть смонтированы, а тем более заменены при ремонте без демонтажа конструкций здания. Применение в этих аппаратах латунных и гладкостенных труб дополняет неприглядную техническую характеристику. Латунь при определенных условиях (которые почти всегда создаются в теплообменниках, применяемых в отоплении и горячем водоснабжении) подвержена обесцинкованию даже в пресной воде. Цинк попадает в воду горячего водоснабжения, кроме того, происходит разрушение стенок труб.

Но даже и когда эти условия не создаются, усиливается влияние другого отрицательного фактора — образование накипи и иных отложений на стенках труб, что приводит к потере работоспособности аппаратов по критерию «тепловая эффективность» .

Следует принять во внимание и достаточно высокие цены на эти аппараты вследствие использования большого количества цветного металла.

На сегодняшний день кожухотрубные теплообменники на порядок уступают пластинчатым теплообменникам.

Сравнение пластинчатых теплообменников с кожухотрубными теплообменниками (рис.1).

Обычно кожухотрубные теплообменники эффективно используются при давлениях теплоносителя более 25 кгс/см². Но при давлениях до 25 кгс/см² пластинчатые теплообменники являются значительно более эффективными.

Рисунок 1. Теплообменники.

При аналогичных параметрах пластинчатые теплообменники в 3−6 раз меньше по габаритам и составляют 1/6 от веса кожухотрубных теплообменников. Таким образом, экономятся не только площади под установку, но и снижаются начальные затраты. Конструкция кожухотрубного теплообменника обеспечивает гораздо меньшие коэффициенты теплопередачи, чем пластинчатого при аналогичной потере давления. Даже в самых лучших кожухотрубных теплообменниках значительные поверхности труб находятся в мертвых зонах, где отсутствует теплопередача. В отличие от кожухотрубных пластинчатые теплообменники могут быть легко разобраны для обслуживания и ремонта без демонтажа подводящих трубопроводов. Для обслуживания пластинчатых теплообменников требуется площадь в 3−6 раз меньше, чем для кожухотрубных.

Основные преимущества использования пластинчатых теплообменников.

1. Экономичность и простота обслуживания.

При засорении пластинчатый теплообменник может быть разобран, промыт и собран в течение 4−6 часов. В кожухотрубных теплообменниках процесс очистки трубок часто ведет к их разрушению и заглушению.

2. Низкая загрязняемость поверхности теплообмена вследствие высокой турбулентности потока жидкости, образуемой рифлением, а также качественной полировки теплообменных пластин.

3. Срок эксплуатации первой выходящей из строя единицы — уплотнительной прокладки — у ведущих европейских производителей достигает 10 лет. Срок работы теплообменных пластин — 20−25 лет. Стоимость замены уплотнений колеблется в пределах 15−25% от стоимости пластинчатого теплообменника, что экономнее аналогичного процесса замены латунной трубной группы в кожухотрубном теплообменнике, составляющей 80−90% от стоимости аппарата.

4. Стоимость монтажа пластинчатого теплообменника составляет 2−4% от стоимости оборудования, что на порядок ниже, чем у кожухотрубного теплообменника.

5. Даже теплоноситель с заниженной температурой в системах теплоснабжения позволяет нагревать воду в пластинчатом теплообменнике до требуемой температуры.

6. Индивидуальный расчет каждого пластинчатого теплообменника по оригинальной программе завода-изготовителя позволяет подобрать его конфигурацию в соответствии с гидравлическим и температурным режимами по обоим контурам.

7. Гибкость: в случае необходимости площадь поверхности теплообмена в пластинчатом теплообменнике может быть легко уменьшена или увеличена простым добавлением или извлечением пластин.

8. Двухступенчатая система горячего водоснабжения, реализованная в одном пластинчатом теплообменнике, позволяет значительно сэкономить на монтаже и уменьшить требуемые площади под индивидуальный тепловой пункт.

9. Конденсация водяного пара в пластинчатом теплообменнике снимает вопрос о специальном охладителе, т.к. температура конденсата может быть 50 С и ниже.

10. Меньше ограничений в работе: замерзание воды в пакете пластин не приводит к фактическому повреждению аппарата. После оттаивания пластинчатый теплообменник готов к эксплуатации, а кожухотрубный теплообменник получает повреждение трубок.

11. Устойчивость к вибрациям: пластинчатые теплообменники высокоустойчивы к наведенной двухплоскостной вибрации, которая может вызвать повреждения кожухотрубного теплообменника.

Рассмотрим сравнительную характеристику кожухотрубного и пластинчатого теплообменника (рис.2).

Рисунок 2. Сравнительная характеристика кожухотрубного и пластинчатого теплообменников.

Добиться того, чтобы кожухотрубный теплообменный аппарат обладал комплексом преимуществ не уступающих, а даже и превосходящих пластинчатый теплообменник, удалось, соединив воедино целый ряд давно известных, но не реализуемых по технологическим причинам рекомендаций

(а также — ряд новшеств): увеличением поверхности теплообмена, увеличением коэффициента теплоотдачи рациональным подбором гидродинамики теплоносителя, плотно упакованные трубные пучки; особо тонкостенные трубки уменьшенного диаметра, имеющие специальный профиль; трубные решетки, изготавливаемые по специально отработанной технологии. Повышение надежности по показателю взаимопроникновения сред благодаря применению двойного уплотнения с сигнальными отверстиями, использование специальных направляющих перегородок. Как для теплопередающих трубок, так и для корпусов используются высоколегированные коррозионностойкие стали или титановые сплавы, что обеспечивает заданные показатели надежности при характерных для наших теплообменников повышенных скоростях движения сред.

2. Расчеты кожухотрубного подогревателя для пастеризации молока Исходное молоко с помощью центробежного насоса ЦН подается в трубное пространство кожухотрубного теплообменника ТО. В межтрубное пространство теплообменника поступает греющий пар. Нагретое за счет теплоты конденсации пара молоко из теплообменника самотеком поступает в приемную емкость ПЕ.

Рисунок 3. Технологическая схема Исходные данные для расчета:

Производительность G₂ = 3 кг/с Начальная температура молока t_н2 = 8? C

Температура пастеризации t_к2 = 100,2?C

Начальная температура водяного пара t^н₁ = 130? C

Конечная температура водяного пара t^к₁ = 100? C

Общее допустимое гидравлическое сопротивление Р = 0,22 МПа

2.1 Тепловой расчет [1]

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

t_2ср = 0,5(t_н2 + t_к2)

t_м = (100,2+8)/2 = 54,1^°С

2. Из таблицы 11[2] определяются физические свойства молока при t_2ср:

С₂ = 3,9 — удельная теплоемкость, кДж/(кгК)

?₂ = 1030 — плотность молока, кг/ м³

?₂ = 0,58 — коэффициент теплопроводности, Вт/(мК),

?₂ = 14,7310^-8 м²/с,

µ₂ = 2 — вязкость молока, Пас,

3. По формуле 1.5 определяем количество тепла, необходимое для подогрева продукта (молока) до заданной температуры, т. е. до 100,2°С:

Q = 1,04G₂С₂(t_мн — t_2 м),

где С₂ = 3,9 кДж/(кгK) — теплоемкость молока,

G₂ = = 3 кг/с — массовый расход молока,

1,04 — коэффициент, учитывающий потери в окружающую среду.

Q = 1,0433,9(100,2−8) = 1121,889 кВт

4. По формуле 1.6 1] определяем расход греющего пара:

G₁ = Q/r,

G₁ = 1121,889/2200 = 0,51 кг/с, где r = 2200 кДж/кг — теплота конденсации пара при давлении 0,2Па

5. Температурный режим в теплообменнике:

t_б = t_н1— t_н2,

t_м = t_к2 — t_к1,

где t_н1, t_н2 и t_к1, t_к2 — начальные и конечные температуры пара (1) и молока (2) соответственно,

t_б = 130 — 8 = 122 С

t_м =100,2 -100 = 0,2 С так как t_б/t_м = 122/0,2 = 610 > 2, то в соответствии с заданными технологическими условиями? tср определяется по формуле 1.7 [1]:

?t_ср = (?t_б — ?t_м)/ln (?t_б/?t_м) — среднелогарифмическая разность,

?t_ср = (122 — 0,2)/ln (122/0,2) = 20? С

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

d_н = 25 мм, d_вн = 21 мм.

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

n' = 1,27G₂/d_вн² uC_2,

где u — скорость движения молока в трубах, принимаем ориентировочно 0,13 м/с,

n'= 1,273/ (0,021)² 0,131 030 = 64,5

Значение n округляем до целого n' = 65 трубок.

8. По каталогу теплообменников в таблице 14.1[3] подбираем число ходом, для принятого внешнего диаметра число ходов z=4.

Т.е. общее число труб в теплообменнике [3]:

n=n'z,

n=654=260 труб Выбираем ближайшее число труб из каталога, n=260.

9. Коэффициент теплоотдачи от стенки к раствору [1 с.20]:

₂ = Nu₂₂/d_вн,

где Nu₂ — критерий Нуссельта.

Фактическое значение критерия Рейнольдса [1 c.11]:

Re₂ = ud_вн/?,

Re₂= 0,130,021/14,7310^-8 = 18 533,6>10 000,

т.е. режим движения турбулентный, в этом случае критерий Нуссельта [1 c.11]:

Nu₂ = 0,021Re₂^0,8Pr₂^0,42(Pr₂/Pr_ст2)^0,25,

где Рr₂ — критерий Прандтля, определяется по формуле[1 c.11]:

Рr₂=С₂µ₂/?₂,

Рr₂=3 900 210^-3/0,58=13,44

Принимаем в первом приближении отношение (Pr₂/Pr_ст2)^0,25 = 1, тогда

Nu = 0,2 118 533,6^0,813,44^0,43 = 166,65

₂ = 166,650,58/0,021 = 4602,7 Вт/м²К

10. По формуле 1.8 определяем коэффициент теплоотдачи от пара к стенке:

где ₁ = 932 кг/м³ — плотность конденсата [4],

₁ = 0,210^-3 Пас — вязкость,

₁ = 0,684 Вт/(мК) — теплопроводность Физико-химические свойства конденсата взяты при температуре конденсации 125 С.

₁ = 3,780,684[932²0,25 260/(0,210^-30,51)]^1/3 = 9853,63 Вт/(м²К)

11. Тепловое сопротивление стенки [1 с.21]:

где _ст = 0,002 м — толщина стенки трубки;

_ст = 17,5 Вт/мК — теплопроводность нержавеющей стали [1 c.529];

r₁ = r₂ = 1/5600 мК/Вт — тепловое сопротивление загрязнений стенок [1 c.531];

(/) = 0,002/17,5 + 1/5600 + 1/5600 = 0,4710^-3 мК/Вт

12. По формуле 1.9 находим коэффициент теплопередачи:

K = 1/(1/₁+(/)+1/₂)

K = 1/(1/9853,63+0,1210^-3+1/4602,7) = 2281,7 Вт/м²К

13. Температуры стенок:

t_ст2 = t_ср2 + Кt_ср/₂ ,

t_ср2 =t_2н — t_ср,

t_ср2=130 — 20 =110 С

t_ст2=110 + 2281,720/4602,7 = 119,9С =120 С Уточняем коэффициенты теплоотдачи:

Критерий Прандтля для раствора при t_ст2 =120С Pr_ст2 = 11,96

_2ут = ₂(Pr₂/Pr_ст2)^0,25

_2ут = 4602,7(13,44/11,96)^0,25 = 4738,92 Вт/м²К Уточняем коэффициент теплопередачи:

K = 1/(1/9853,63+0,1210^-3+1/4738,92) = 2312,14 Вт/м²К Температура стенки:

t_ст2=110 + 2312,1420/4738,92 = 120 С Полученные значения близки к ранее принятым и дальнейших уточнений не требуется.

14. Определяем поверхность теплообмена по формуле 1.1 [1]:

F = Q/Kt_ср,

F = 1121,88 910³/2312,1420 = 24,26 м² =25м²

Выбираем теплообменник с ближайшей большей поверхностью теплообмена по таблице 14.1[3]: 4х ходовой теплообменник с длиной труб 1,5 м, у которого поверхность теплообмена 25 м².

2.2 Гидравлический расчет [1],[3]

1. Скорость раствора в трубах рассчитываем по формуле 1.33[1]:

u_тр = G₂z/(0,785d_вн²n₂),

u_тр = 34/(0,7850,021²2 601 030) = 0,13 м/с

2. Коэффициент трения [1 c.25]:

где е = /d_вн = 0,2/21 = 0,009 — относительная шероховатость,

= 0,2 мм — абсолютная шероховатость.

= 0,25{lg[(0,009/3,7)+(6,81/18 533,6)^0,9]}^-2 = 0,04

3. Скорость раствора в штуцерах:

u_шт = G₂/(0,785d_шт²₂),

u_шт = 3/(0,7850,065²1030) = 0,88 м/с

4. Гидравлическое сопротивление трубного пространства [3 c.734]:

= [1+(0,0441,5/0,025)+2,5] (10 300,13²/2)+10 309,811,5 =

= 15 270,42 Па

5. Подбор насоса для молока.

Объемный расход молока и напор, развиваемый насосом[3 c.734]:

Q₂ = G₂/₂ = 3/1030 = 0,0035 м³/с, Н = Р_тр/g + h = 15 270,42/10 309,8 + 3 =4,5 м По объемному расходу и напору выбираем центробежный насос Х20/18, для которого Q = 0,0055 м³ и Н = 10,5 м [6 c.38].

1.3 Конструктивные расчеты

1. Определимся со способом крепления труб в трубной решетке:

Наибольшее распространение в пищевой промышленности получила развальцовка и сварка (рис. 4 [5 рис.118]). При развальцовке в стенках трубы создаются остаточные пластические деформации, а в трубной решетке — упругие деформации, благодаря чему материал решетки после развальцовки плотно сжимает концы труб. Однако при этом материал труб подвергается наклепу (металл упрочняется с частичной потерей пластичности), что может привести к растрескиванию труб. Недостаток сварки заключается только в том, что при длительной эксплуатации могут образоваться трещины, так же из-за малой толщины труб (2мм) сварка не допустима.

В соответствии с рекомендациями [6], выбираем сварку.

Рисунок 4. Способы крепления труб в трубных решетках:

а, б — развальцовкой, в — сваркой.

Для получения надежного соединения трубы с трубной решеткой (коллектором) необходимо выполнить следующее условие:

D' = Dо + + KS,

где D' - расчетный внутренний диаметр трубы после развальцовки

Dо — внутренний диаметр трубы до развальцовки, 38 мм — диаметральный зазор между трубой и трубной решеткой, 0,0025 м S — толщина стенки трубы, 0,002 м К — коэффициент, учитывающий тип теплообменного аппарата: К = 0,1 — для конденсаторов, маслоохладителей, водоподогревателей, испарителей, бойлеров и т. п. К = 0,2 — для котлов

D' = 0,025 + 0,0025+ 0,10,002=0,024

Рисунок 5. Развальцовка труб до и после.

Греющие трубы в трубных решетках размещают несколькими способами: по сторонам и вершинам правильных шестиугольников (в шахматном порядке), по сторонам и вершинам квадратов (коридорное) и по концентрическим окружностям. Такие способы размещения обеспечивают создание компактной конструкции теплообменника. В соответствии с рекомендациями [5], в пищевой промышленности чаще всего используется способ правильного шестиугольника, выбираем этот способ.

2. Определим расстояние между центрами соседних отверстий (рис. 5), [6]:

t=1,25d_н;

t =1,250,025=0,3 125 м Рисунок 6. Шаг между отверстиями.

3. Внутренний диаметр кожуха вычисляем по формуле:

D_вн=1,1,

где ₁ — коэффициент заполнения трубной решетки (₁=0,6…0,8 для многоходовых по трубному пространству теплообменных аппаратов);

D_вн=1,1=0,662 м, Для упрощения изготовления возьмем диаметр D_вн=0,7 м.

4. Минимальная толщина стенки кожуха рассчитывается по формуле [6]:

?_ст=D_внP/2 = DP/2[_доп.] +C_к,

где [_доп.] = 510МПа — допускаемое напряжение для стали [2 c.76];

= 0,8 — коэффициент ослабления из-за сварного шва [2 c.77];

C_к = 0,001 м — поправка на коррозию.

_ст = 0,70,22/25 100,8 + 0,001 = 0,002 м

5. Исходя из размеров днищ по ГОСТ 6533–78, принимаем толщину стенок корпуса _ст= 5 мм.

Т.о. внешний диаметр корпуса равен:

D_н=D_вн+2_ст=0,7+20,005=0,710 м

6. Диаметр трубной решетки по расчетам аналогичным расчету диаметра кожуха получается 0,65 м, принимаем D_тр= D_вн=0,7 м. Толщину трубной решетки принимаем _тр=0,01 м.

7. Рассчитываем диаметры патрубков и подбираем фланцы (рис. 6):

d = ,

где u_пт.— скорость движения пара или молока в патрубке,

G — массовый расход пара или молока,

? — плотность пара или молока, (см. выше) Принимаем условно, что скорость движения пара = 15 м/с, а молока 1м/с, тогда диаметр патрубка для входа пара в аппарат:

d_п = 0,120 м

Диаметр патрубка для выхода конденсата пара:

d_к = 0,026 м

8. Диаметр патрубка для входа и выхода продукта:

d_вх = 0,061 м

По таблице 10, ГОСТ 8732–70 [7 с.232] принимаем:

d_п = 120?22 мм; d_к = 25?2,5 мм; d_вх = 60?3 мм Фланцы для патрубков выбираем по ГОСТ 12 827–67, учитывая наружные диаметры патрубков.

Рисунок 7. Патрубок с фланцем. 1- патрубок, 2 — фланец

9. Определяемся с днищами (крышками) теплообменника. В соответствиями с рекомендациями выбираем эллиптические днища (рис. 7, [5 рис.99]), которые наиболее распространены в пищевой и химической промышленностях.

Рисунок 8. Расчетная модель эллиптического днища.

По ГОСТ 6533–78 выбираем днища с параметрами:

D =700 мм; S₁= 4 мм; D₁= 710 мм; L= 25 мм; h = 180 мм,

10. Определяем число перегородок в аппарате.

Т.к. теплообменник многоходовой, необходимо поставить вертикальные перегородки, для того, чтобы молоко двигалось из пучка в пучок.

Число вертикальных перегородок = 3, т.к. число ходов z=4.

Толщина перегородки должна быть больше расчетной ?_ст, принимаем ?_пер. в.=0,005 м > 0,002 м Для того, чтобы пар задерживался в аппарате, лучше и быстрее прогревал молоко устанавливаем горизонтальные перегородки. Число перегородок возьмем = 3. Длина равна? от D_вн:

l_пер. г.=30,7/4=0,525 м Толщина перегородки должна быть больше расчетной ?_ст, принимаем ?_пер. г.=0,005 м > 0,002 м

1.3 Прочностные расчеты

(Расчет ведется по [5], стр. 179−182)

При конструировании теплообменной аппаратуры необходимо стремиться, чтобы в местах крепления трубной решетки у фланцу или кожуху не создавалась большая концентрация напряжений. Т.к. эффективный коэффициент концентрации напряжений k и теплообменный аппарат работает под давлением меньше 6,4 МПа и перепад температур менее 40, то применяем упрощенный расчет.

Толщина трубной _тр решетки должна соответствовать неравенству:

_тр ,

Где s_k — толщина стенки кожуха; - коффициенты влияния давления на трубную решетку,

и ;

(здесь d_т и s — наружный диаметр трубы и толщина стенки труб; i-число труб); f=f (A, B) определяют по диаграмме [5, стр. 179]

; ,

Где р₀ — приведенное сопротивление=1,6 МПа, [] - амплитуда напряжений материалов для труб, решетки = 510МПа, — коэффициент жесткости перфорированной трубы, значения которого определяются в зависимости от по таблице[5, стр. 180],

Отсюда

Отсюда

f₁=0,1,

_тр ,

Условие прочности крепления труб в решетке:

при развальцовке труб (как в нашем случае) рассчитывается по формуле:

где ,

[q]=39,2 МПа Где

Отсюда получаем:

(3,14•0,322)/260

Т.е. 0,660,0098

Трубы теплообменных аппаратов должны быть проверены на прочность по формуле:

Устойчивость труб теплообменника проверяют по формуле:

зависит от коэффициента ,

где Е_Т — модуль продольной упругости материала = 210МПа,

1. Тепловые процессы: Учебное пособие / Под ред. Г. И. Николаева и др. — Улан-Удэ: Изд-во ВСГТУ, 2004

2. Гинзбург А. С., Громов М. А, Красовская Г. И. Теплофизические характеристики пищевых продуктов: Справочник. — М.: Пищ. пром-сть, 1980

3. Антипов С. А., Кретов И. Т., и др. Машины и аппараты пищевых производств. в 2 кн. Кн. 2: Уч. для вузов — М.: Высшая школа, 2001

4. Теплофизические свойства газов, растворителей и растворов солей. Справочник /Сост. Е. М. Шадрина и др. Иваново. 2004

5. Соколов В. И. Основы расчета и конструирования машин и аппаратов пищевых производств. — М.: Машиностроение, 1983

6. Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию/ под ред. Дытнерского Ю. И. — М.: Химия, 1983

7. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.З. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980