Проект водонагревательной установки непрерывного действия

Министерство образования и науки Российской Федерации ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра теплоэнергетики Допускаю к защите Руководитель__________ В. М. Картавская Проект водонагревательной установки непрерывного действия ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по дисциплине Тепломассообменное оборудование предприятий

1.007.00.00.ПЗ Выполнил студент группы ТЭ-10−1 _______ А. Ю. Голубев Нормоконтроль _______ В. М. Картавская Иркутск 2013 г.

Министерство образования и науки Российской Федерации ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ По курсу Тепломассообменное оборудование предприятий Студенту гр. ТЭ-10−1 Голубеву А.Ю.

Тема проекта Проект водонагревательной установки непрерывного действия. Вариант 7.

Исходные данные: Греющий теплоноситель — сухой насыщенный пар: давление P1=0,7 МПа; температура конденсата t1к=tн=164,95 оС. Нагреваемый теплоноситель — вода: расход G2=40 кг/с; температура начальная t2н=40 оС; температура конечная t2к=150 оС. Вода — в трубах, пар — в межтрубном пространстве. Расположение труб — вертикальное.

Рекомендуемая литература:

1. Основные процессы и аппараты химической технологии: пособие по проектированию/ под ред. Ю. И. Дытнерского. — М.: Альянс, 2008. — 493 с.

2. Александров А. А., Григорьев Б. А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: справочник. — М.: Издательский дом МЭИ. 2006. — 168 с.

3. Лебедев П. Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки: учебник. — М.: Энергия. 1972. — 317 с.

4. Лебедев П. Д., Щукин А. А. Теплоиспользующие установки промышленных предприятий (курсовое проектирование): учеб. пособие. — М.: Энергия. 1970. — 407 с.

5. СНиП 2.04.14−88*. Тепловая изоляция оборудования и трубопроводов. — М: ГУП ЦПП, 2004. — 28 с.

6. Тепломассообменное оборудование для промышленных установок и систем теплоснабжения. Промышленный каталог [Электронный ресурс]. — М.:ФГУП ВНИИАМ, 2004.

Графическая часть на 3 листах формата, А 4 в ПЗ.

Дата выдачи задания «22 «февраля 2013 г.

Дата представления проекта руководителю «15 «апреля 2013 г.

Руководитель курсового проектирования

СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ

1. Расчет тепловой нагрузки аппарата

2. Расчет теплового баланса аппарата

3. Определение среднего температурного напора

4. Приближенная оценка коэффициентов теплоотдачи, теплопередачи и поверхности нагрева

5. Выбор кожухотрубчатого теплообменника из стандартного ряда

6. Выбор пластинчатого теплообменника из стандартного ряда

7. Гидравлический расчет кожухотрубчатого теплообменника и выбор насосов

8. Расчет тепловой изоляции теплообменника ЗАКЛЮЧЕНИЕ СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

В данном проекте рассматриваются два вида теплообменников.

Кожухотрубчатые теплообменники представляют собой аппараты, выполненные из пучков труб, собранных при помощи трубных решеток, и ограниченные кожухами и крышками со штуцерами. Трубное и межтрубное пространства в аппарате разобщены, а каждое из этих пространств может быть разделено при помощи перегородок на несколько ходов. Перегородки устанавливаются с целью увеличения скорости, а следовательно, и интенсивности теплообмена теплоносителей. Теплообменники этого типа предназначаются для теплообмена между жидкостями и газами. В большинстве случаев пар (греющий теплоноситель) вводится в межтрубное пространство, а нагреваемая жидкость протекает по трубкам. Конденсат из межтрубного пространства выходит к конденсатоотводчику через штуцер, расположенный в нижней части кожуха.

Другой вид — пластинчатые теплообменные аппараты. В пластинчатых теплообменниках поверхность теплообмена образована набором тонких штампованных гофрированных пластин. Эти аппараты могут быть разборными, полу-разборными и неразборными (сварными).

В пластинах разборных теплообменников имеются угловые отверстия для прохода теплоносителей и пазы, в которых закрепляются уплотнительные и компонующие прокладки из специальных термостойких резин. Пластины сжимаются между неподвижной и подвижной плитами таким образом, что благодаря прокладкам между ними образуются каналы для поочередного прохода горячего и холодного теплоносителей. Плиты снабжены штуцерами для присоединения трубопроводов.

Неподвижная плита крепится к полу, пластины и подвижная плита закрепляются в специальной раме. Группа пластин, образующих систему параллельных каналов, в которых данный теплоноситель движется только в одном направлении, составляет пакет. Пакет по существу аналогичен одному ходу по трубам в многоходовых кожухтрубчатых теплообменниках.

Цель курсового проекта — выработка основных умений и навыков расчета тепловых балансов теплообменных аппаратов, выполнения теплового, поверочного и гидравлического расчетов оборудования и выбора стандартного оборудования из каталогов, а также определение тепловых потерь и эффективности оборудования.

В курсовом проекте необходимо:

рассчитать тепловую нагрузку теплообменников;

выполнить приближенную оценку коэффициентов теплоотдачи, теплопередачи и поверхности нагрева;

выбрать теплообменники из стандартного ряда;

выполнить поверочный расчет теплообменников;

выбрать и рассчитать тепловую изоляцию;

выполнить гидравлический расчет и выбрать насосы для подачи воды и возврата конденсата;

составить схему водонагревательной установки.

1. Расчет тепловой нагрузки аппарата

Тепловая нагрузка, воспринимаемая нагреваемым теплоносителем

где? теплота, воспринимаемая нагреваемым теплоносителем, кВт;? расход нагреваемого теплоносителя, кг/с;? теплоемкость при средней температуре нагреваемого теплоносителя, кДж/(кг•К);? температуры воды соответственно на входе и выходе из теплообменника, .

Средняя температура воды

где t2н=40 оС — начальная температура нагреваемого теплоносителя; t2к=150 оС — конечная температура нагреваемого теплоносителя.

Теплофизические свойства воды при средней температуре =95 °С по [1−3]:

плотность с2=961,85 кг/мі;

теплоемкость С2=4,214 кДж/(кг· К);

теплопроводность л2=0,6815 Вт/(м· К);

динамический коэффициент вязкости м2=300,5· 10−6 Па· с;

число Прандтля Pr2=1,85;

кинематический коэффициент вязкости н2=0,3105· 10−6 м2/с.

Тепловая нагрузка, воспринимаемая нагреваемым теплоносителем

.

Тепловая нагрузка, отдаваемая греющим теплоносителем

где з=0,95 — КПД теплообменника, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.

2. Расчет теплового баланса аппарата

Уравнение теплового баланса Расход греющего теплоносителя тепловой баланс пластинчатый кожухотрубчатый где r=2065,6 кДж/(кг· К) при температуре насыщения tн=164,95 єС и при заданном давлении P=0,7 МПа из.

Теплофизические свойства конденсата при tн=164,95 єС из [1−3]:

плотность с1=902,35 кг/мі;

теплопроводность л1=0,681 Вт/(м· К);

динамический коэффициент вязкости м1=168,2· 10−6 Па· с;

число Прандтля Pr1=1,075.

3. Определение среднего температурного напора

Греющий теплоноситель имеет постоянную температуру на всем протяжении теплообменника, следовательно, среднелогарифмические напоры при противотоке и прямотоке будут равны. Выбираю в качестве схемы движения теплоносителей противоток.

Рисунок 1 — Изменение температур теплоносителей вдоль поверхности теплообменника при противотоке Определяем — соответственно большая и меньшая разности температур теплоносителей на концах теплообменника:

Так как отношение Дtб/Дtм>4,5, средний температурный напор при противотоке определяем по формуле

4. Приближенная оценка коэффициента теплоотдачи, теплопередачи и поверхности нагрева

Принимаю ориентировочное значение коэффициента теплопередачи Kор=1500 Вт/(м2· К) из табл. 2.1 по.

Основное уравнение теплопередачи откуда ориентировочная площадь поверхности теплообмена

5. Выбор кожухотрубчатого теплообменника из стандартного ряда

Из табл. 2.3 по выбираю стандартный кожухотрубчатый теплообменник со следующими параметрами (рис.2):

диаметр кожуха Dв=1000 мм;

диаметр труб и толщина стенки dЧд=20Ч2 мм;

число ходов z=2;

общее число труб n=1138;

высота труб H=4 м;

площадь поверхности теплообмена F=286 м2.

Расчет коэффициента теплоотдачи от стенки к воде Скорость течения воды в трубах Число Рейнольдса где — внутренний диаметр трубы.

Режим течения воды в трубках турбулентный, так как Re2?104, поэтому можно воспользоваться формулой для определения числа Нуссельта по [4]

где еl=1 — поправка, учитывающая отношение l/d так как l/d=200>50.

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде Расчет коэффициента теплоотдачи от пара к стенке Так как в теплообменнике происходит конденсация пара на наружной поверхности вертикально расположенных труб, использую следующую формулу коэффициента теплоотдачи от пара к стенке по [4]

Коэффициента теплопередачи где =0,002 м — толщина стенки, Вт/(м· К) — теплопроводность стали из табл. 1 из.

Требуемая площадь поверхности теплообмена Сопоставляю стандартную поверхность теплообмена с требуемой

.

Подходит теплообменник с номинальной поверхностью 286 м² и запасом 22%. На рисунке 2 представлена схема этого теплообменного аппарата. Условное обозначение 1000ТВК-7-М1-О/20−4-2 гр. А:

1000 мм — диаметр кожуха; Т — теплообменник; В — вертикальный; К — конденсатор; 7 ата (0,7 МПа) — давление в трубном пространстве; М1 — материал группы 1; О — обыкновенного исполнения по температурному ограничению; 20 мм — наружный диаметр труб; 4 м — высота труб; 2 — двухходовой по трубному пространству; гр. А — для нагрева и охлаждения не взрывоопасных пожаробезопасных сред и сред, не обладающих токсичностью.

Рисунок 2 — Вертикальный кожухотрубчатый двухходовой (по трубному пространству) теплообменник: 1 — крышка распределительной камеры; 2 — распределительная камера; 3 — крышка; 4 — штуцер; 5 — перегородка с сегментным вырезом; 6 — кожух; 7 — теплообменные трубы

6. Выбор пластинчатого теплообменника из стандартного ряда

Из табл. 2.13 и 2.14 по выбираю стандартный пластинчатый теплообменник с параметрами (рис.3):

площадь поверхности теплообмена F=200 м2;

количество пластин N=340 шт.;

площадь пластины f=0,6 м²;

эквивалентный диаметр канала dэ=8,3 мм;

приведенная длина канала L=1,01 м;

поперечное сечение канала S=0,245 м².

Скорость жидкости в каналах где G2=40 кг/с — расход нагреваемого теплоносителя; с2=961,85 кг/м3 — плотность воды; N=340 шт. — количество пластин аппарата; S=0,245 м2 — поперечное сечение канала.

Число Рейнольдса из [4]

где d=8,3 мм — эквивалентный диаметр канала; м2=300,5· 10−6 Па· с — динамический коэффициент вязкости воды.

Число Нуссельта

.

Коэффициент теплоотдачи к жидкости из [4]

Для определения коэффициента теплоотдачи от пара примем, что >. Тогда в каналах с приведенной длиной получим формулу из [4]

где кг/с — расход пара; Па· с — динамический коэффициент вязкости конденсата; м2 — площадь поверхности теплообмена.

Коэффициент теплоотдачи от пара из [4]

Вт/(м2· К).

Коэффициента теплопередачи Требуемая поверхность теплообменника Сопоставляю стандартную поверхность теплообмена с принятой Подходит теплообменник с номинальной поверхностью 200 м² и запасом 6,5%. На рисунке 3 представлена схема этого теплообменного аппарата. Условное обозначение ТППР 0,6Е-200−1-2−10:

Т — теплообменник; П — пластинчатый; ПР — полу-разборный; 0,6 м2 — площадь одной пластины; Е — тип пластин; 200 м2 — площадь поверхности теплообмена; 1 — на консольной раме; 2 — марка материала; 10 — марка материала прокладки (стойкая резина СУ-359).

Рисунок 3 — Принципиальная конструкция пластинчатого пакетного разборного теплообменника: I — нагреваемый теплоноситель — вода; II — греющий теплоноситель — пар Сравнительный анализ теплообменных аппаратов По результатам расчетов можно выполнить сравнительный анализ теплообменных аппаратов (табл. 1). Пластинчатый теплообменник является более выгодным в использовании, так как его коэффициент теплопередачи больше, чем у кожухотрубчатого.

Также пластинчатый теплообменник более удобен в эксплуатации и транспортировки, из-за небольших габаритов. Длина канала пластинчатого теплообменника L=1,01 м и площадь поверхности теплообмена F=200 м2 меньше, чем у кожухотрубчатого H=4 м и F=286 м2.

Таблица 1 — Сравнительный анализ теплообменников

7. Гидравлический расчет кожухотрубчатого теплообменника и выбор насосов

Расчет гидравлического сопротивления необходим для определения затрат энергии на перемещение жидкостей и газов и подбора насосов, используемых для перемещения. Гидравлическое сопротивление обусловлено сопротивлением трения и местными сопротивленьями, возникающими при изменениях скорости потока по величине или направлению. Потери давления и напора на преодоление сопротивлений трения и местных сопротивлений определяются по формулам из [4]:

Схема подключения теплообменника изображена на рис. 4.

Рисунок 4 — Схема подключения теплообменника: 1 — теплообменник; 2 — заборный бак; 3 — конденсатоотводчик; 4 — обратный клапан; 5 — насос Гидравлический расчет кожухотрубчатого теплообменника Гидравлическое сопротивление в трубном пространстве из [4]

где — скорость жидкости в трубах из п.5; L и dэк — длина и эквивалентный диаметр трубопровода; - сумма коэффициентов местных сопротивлений в трубном пространстве.

Коэффициент трения при (критерий Рейнольдса) можно определить по формуле из [4]

где е=Д/d — относительная шероховатость труб; Д=0,2 мм — высота выступов шероховатостей.

Диаметр условного прохода штуцеров в распределительной камере табл. 2.6 из. Скорость в штуцерах В трубном пространстве учитываются следующие коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в трубном пространстве:

— входная и выходная камеры;

— поворот между ходами;

— вход в трубы и выход из них.

Окончательная формула определения гидравлического сопротивления в трубном пространстве из [4]

Гидравлическое сопротивление в межтрубном пространстве из [4]

где m — число рядов труб, омываемых теплоносителем в межтрубном пространстве; x=10 — число сегментных перегородок (табл. 2.7 из [4]); - скорость жидкости в межтрубном пространстве.

Площадь в наиболее узком сечении межтрубного пространства равна. Скорость жидкости в межтрубном пространстве

.

Число рядов труб, омываемых теплоносителем в межтрубном пространстве из [4]

Диаметр условного прохода штуцеров для межтрубного пространства табл. 2.6 из. Скорость в штуцерах Число Рейнольдса для межтрубного пространства В межтрубном пространстве учитываются следующие коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в трубном пространстве:

— вход и выход жидкости;

— поворот через сегментную перегородку;

— сопротивление пучка труб.

Окончательная формула определения потерь давления в межтрубном пространстве Гидравлический расчет трубопровода нагреваемого теплоносителя Общие потери напора определяются формулой из [4]

где — потери напора во всасывающей линии; - потери напора в нагнетательной линии; - гидравлическое сопротивление в межтрубном пространстве.

Потери напора во всасывающей линии по [4]

где — коэффициент трения; - длина трубопровода; - эквивалентный диаметр трубопровода; - сумма коэффициентов местных сопротивлений.

Относительная шероховатость Определение потерь на трения и местные сопротивления. Критерий Ренольдса т. е. режим течения турбулентный. В турбулентном потоке различают три зоны: <�в нашем случае зона смешанного трения. Коэффициент трения определяется по формуле из [4]

.

Значения коэффициентов местных сопротивлений теплообменника:

— для входа в трубу с острыми краями;

— для выхода из трубы.

Суммарный коэффициент местных сопротивлений

.

Окончательная формула определения потери напора во всасывающей линии Потери напора в нагнетательной линии из [4]

где — коэффициент трения; - длина трубопровода; - эквивалентный диаметр трубопровода; - сумма коэффициентов местных сопротивлений.

На практике при перекачивании насосами скорость воды в трубах рекомендуется принимать. Диаметр трубопровода круглого сечения рассчитывают по формуле из [4]

где V2 =Q2= G2/с2=40/962=0,042 м3/с.

Относительная шероховатость Определение потерь на трения и местные сопротивления. Критерий Ренольдса т. е. режим течения турбулентный. В турбулентном потоке различают три зоны: в нашем случае зона автомодельная по отношению к Re. Коэффициента трения определяется по формуле из [4]

Значения коэффициентов местных сопротивлений трубопровода

— обратный клапан;

— вход в трубу;

— выход из трубы.

Суммарный коэффициент местных сопротивлений Окончательная формула определения потери напора в нагнетательной линии Общие потери напора Находим потребный напор насоса из [4]

где p1 и р2 — давление в аппарате, из которого перекачивается нагреваемая вода и давление в аппарате, в который подается нагреваемая вода (принимаем p1=0,1МПа (атмосферное); p2=0,4761 МПа при t2к=150 оС); Нг=zH+hк=2•4+0,4 = =8,4 м — геометрическая высота подъема жидкости, зависящая от высоты аппарата, где hк — высота соединения трубопровода конденсата.

Такой напор при заданной производительности обеспечивается одноступенчатыми центробежными насосами, выбираем для последующего рассмотрения именно эти насосы.

Полезную мощность насоса определим по формуле [4]

.

Принимаем и (для центробежного насоса средней производительности), найдем мощность на валу двигателя из [4]

.

По табл. 1 приложения 1.1 из устанавливаем, что заданную подачу и напор будет обеспечивать центробежный насос марки Х280/72, для которого при оптимальных условиях работы, Н=62 м вод.ст., зн=0,7. Насос обеспечен электродвигателем АО-102−4 номинальной мощностью Nн=160 кВт. Частота вращения вала n=24,15 с-1.

Запас напора на кавитацию

.

Устанавливая насос в технологической схеме, следует учитывать, что высота всасывания не должна превышать следующее значение где рt=7,384· 103Па — давление насыщенного пара перекачиваемой нагреваемой воды при температуре t2н=40 оС; м/с — скорость нагреваемой воды во всасывающем патрубке насоса; - потеря напора во всасывающей линии; - запас напора на кавитацию.

Таким образом, расположение насоса возможно на высоте над уровнем воды в емкости.

Гидравлический расчет трубопровода конденсата Потери напора в трубопроводе из [4]

где — коэффициент трения; - длина трубопровода; - эквивалентный диаметр трубопровода; - сумма коэффициентов местных сопротивлений.

На практике при перекачивании насосами скорость конденсата в трубах рекомендуется принимать. Диаметр трубопровода круглого сечения рассчитывают по формуле где Q1=V1= G1/с1=9,449/902,35=0,01 м3/с.

Относительная шероховатость трубопровода

.

Определение потерь на трения и местные сопротивления. Критерий Ренольдса т. е. режим течения турбулентный. В турбулентном потоке различают три зоны: в нашем случае зона автомодельная по отношению к Re. Коэффициент трения определяется по формуле из [4]

Значения коэффициентов местных сопротивлений трубопровода:

— в прямоточных вентилях;

— для входа в трубу;

— для выхода из трубы.

Суммарный коэффициент местных сопротивлений Окончательная формула определения потери напора в трубопроводе Общие потери напора Находим потребный напор насоса из [4]

где p1 и р2 — давление в аппарате, из которого перекачивается конденсат и давление в аппарате, в который подается конденсат (принимаем p1=0,7 МПа; p2=0,7МПа); Нг = zH+hк=2· 4 + 0,4 = 8,4 м вод.ст. — геометрическая высота подъема жидкости, зависящая от высоты аппарата, где hк — высота соединения трубопровода конденсата.

Такой напор при заданной производительности обеспечивается одноступенчатыми центробежными насосами, выбираем для последующего рассмотрения именно эти насосы.

Полезную мощность насоса определим по формуле из [4]

.

Принимаем и (для центробежного насоса средней производительности), найдем мощность на валу двигателя

.

По табл. 1 приложения 1.1 из устанавливаем, что заданную подачу и напор будет обеспечивать центробежный насос марки Х45/54, для которого при оптимальных условиях работы Q=1,25?10−2 м3/с,,. Насос обеспечен электродвигателем ВАО-31−2 номинальной мощностью,. Частота вращения вала n=48,3 с-1.

Запас напора на кавитацию Устанавливая насос в технологической схеме над емкостью, следует учитывать, что высота всасывания не должна превышать следующее значение где рt=0,7· 106 Па — давление насыщенного пара перекачиваемого конденсата при температуре t2н=164,95 оС; м/с — скорость жидкости во всасывающем патрубке насоса; - потеря напора во всасывающей линии; - запас напора на кавитацию.

Таким образом, расположение насоса возможно на уровне конденсата в емкости.

Выбор конденсатоотводчика Конденсатоотводчики предназначаются для автоматического отвода конденсата из теплообменных аппаратов. Они должны обеспечивать полную конденсацию пара в теплообменнике, а в некоторых случаях и частичное переохлаждение конденсата.

В данном случае выбираем поплавковый конденсатоотводчик со сферическим поплавком FLT 16. 1 ½″ - 2″; DN 40−50 с производительностью Q = 0,085 м3/с и давлением пара 0,7 МПа. Это конденсатоотводчик второй группы. В схеме (рис. 4) конденсатоотводчик ставится после теплообменника.

8. Расчет тепловой изоляции теплообменника

Расчет тепловой изоляции кожухотрубчатого теплообменника необходим для определения толщины изоляционного слоя, обеспечивающего предотвращение потерь теплоты в окружающую среду.

Диаметр кожуха составляет D = 1000 мм, температура греющей среды в теплообменнике tн=164,95 оС. Принимаем толщину стенки аппарата 40 мм; теплопроводность материала стенки (нержавеющая сталь) составляет лст=17,5 Вт/(м· К).

В качестве материала для изоляции принимаются маты и вата из супертонкого стеклянного волокна без связующего (ТУ 21 РСФСР 224−87). Плотность конструкции с=60−80 кг/м3, теплопроводность л=0,033+0,00014tm. Применяется при температуре от -180 до +400оС, негорючая по.

Нормированная линейная плотность теплового потока с 1 м длины цилиндрической теплоизоляционной конструкции составит qe=168,3 Вт/м; теплопроводность материала составит лk=0,033+0,00014tm=0,033+0,14· 102,475= =0,4 735 Вт/(м· К); К1=1,09 — коэффициент учитывающий изменение стоимости теплоты и теплоизоляционной конструкции в зависимости от района строительства по [5]; коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности изоляции бе=12 Вт/(м2· оС).

Толщина теплоизоляционного слоя для цилиндрических объектов с положительными температурами диаметром менее 2 м определяется по формуле из [5]

д=d/2(В-1),

где В=di/d — отношение наружного диаметра изоляционного слоя к наружному диаметру изолируемого объекта; лk — теплопроводность теплоизоляционного слоя, Вт/(м· оС), определяемая по [5]; бе — коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности изоляции, Вт/(м2· оС), принимаемый по [5]; rtot — сопротивление теплопередачи на 1 м длины теплоизоляционной конструкции цилиндрических объектов диаметром менее 2 м, (м· оС)/Вт; rm — термическое сопротивление стенки трубопровода, (м· оС)/Вт; d — наружный диаметр изолируемого объекта, м.

Сопротивление теплопередачи где qe=168,3 Вт/м — нормированная линейная плотность теплового потока с 1 м длины цилиндрической теплоизоляционной конструкции, принимаемая по [5]; tw=164,95 oC — температура вещества, tе=20 оС — температура окружающей среды, принимаем согласно [5]; К1=1,09 — коэффициент, принимаемый по.

Термическое сопротивление где dint =0,92 м — внутренний диаметр изолируемого объекта; d=1000 мм=1 м — наружный диаметр изолируемого объекта; лст=17,5 Вт/(м· оС) — теплопроводность материала стенки.

B=1,256.

Толщина теплоизоляционного слоя д=d/2(В-1) = 1000/2(1,256−1) = 128 мм.

Тогда диаметр изоляции составит di= Bd = 1,256· 1000 =1256 мм, толщина изоляции д = 128 мм.

Критический диаметр

=2?0,4 735 /12=0,0079 м, условие выполняется dкр

Тепловые потери с поверхности составляют где — площадь наружной поверхности изоляционного слоя теплообменника, м2; tвн=164,95 оС — температура на внутренней поверхности изоляции; tн=40 оС — температура наружной поверхности изоляции.

Тепловые потери от величины теплового потока составляют

Qпот/Q1=(148,6/19 517 500)· 100%=0,0008%.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В курсовом проекте был произведен тепловой конструктивный расчет теплообменников для нагрева воды за счет теплоты конденсации водяного пара. Была выбрана противоточная схема движения теплоносителей.

В результате был выбран стандартный кожухотрубчатый теплообменник 1000ТВК-7-М1-О/20−4-2 гр. А с конструктивными характеристиками (рис. 2):

диаметр кожуха Dв=1000 мм;

диаметр труб и толщина стенки dЧд=20Ч2 мм;

число ходов z=2;

общее число труб n=1138;

высота труб H=4 м;

площадь поверхности теплообмена F=286 м2.

Запас площади поверхности теплообмена составил 22%.

Так же был выбран стандартный пластинчатый теплообменник ТППР 0,6Е-200−1-2−10 с конструктивными характеристиками (рис.3):

площадь поверхности теплообмена F=200 м2;

количество пластин N=340 шт.;

площадь пластины f=0,6 м²;

эквивалентный диаметр канала dэ=8,3 мм;

приведенная длина канала L=1,01 м;

поперечное сечение канала S=0,245 м².

Запас площади поверхности теплообмена составил 6,5%.

Выполнен гидравлический расчет теплообменника с учетом местных сопротивлений, а также потерь давления в трубопроводах, длина которых принята самостоятельно.

Выбраны насосы для теплоносителей с учетом их расхода и напора. Для нагреваемого теплоносители выбран насос Х280/72, для конденсата Х45/54. Также выбраны для питания насосов электродвигатели АО-102−4 и ВАО-31−2 соответственно. Составлена схема водонагревательной установки (рис. 4).

Выбран поплавковый конденсатоотводчик со сферическим поплавком FLT 16. 1 ½″ - 2″; DN 40−50 с производительностью Q = 0,085 м3/с и давлением пара 0,7 МПа.

Выполнен расчет тепловой изоляции для теплообменных аппаратов. В качестве материала для изоляции принимаются маты и вата из супертонкого стеклянного волокна без связующего (ТУ 21 РСФСР 224−87). Плотность конструкции с=60−80 кг/м3, теплопроводность л=0,033+0,00014tm. Применяется при температуре от -180 до +400оС, негорючая. Толщина изоляции составила 128 мм. Потери в окружающую среду составляют Qпот=0,0008%.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Авчухов В. В., Паюсте Б. Я. Задачник по процессам теплообмена: учеб. пособие для вузов. — М.: Энергоатомиздат, 1986. — 144с.

2. Картавская В. М. Теплообменное оборудование предприятий: лабораторный практикум. — Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 2008. — 68 с.

3. Александров А. А., Григорьев Б. А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: справочник. — М.: Издательский дом МЭИ. 2006. — 168 с.

4. Основные процессы и аппараты химической технологии: пособие по проектированию/ под ред. Ю. И. Дытнерского. М.: Альянс, 2008. — 493 с.

5. СНиП 41−03−2003. СНиП 2.04.14−88* Тепловая изоляция оборудования и трубопроводов. — М.:Госстрой России, 2003, М: ГУП ЦПП, 2004. — 28 с.

6. Трубопроводная арматура, контрольно-измерительные приборы. Конденсотоотводчики. Промышленный каталог [Электронный ресурс]. — Донецк: ЗАО «Wise», 2010. — Режим доступа: http://www.wise.dn.ua/adca/voz_condensat.html (21 апреля 2013).