Проект водонагревательной установки непрерывного действия

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

.007.00.00.ПЗ

Выполнил студент группы ТЭ-10-1 _______ А.Ю. Голубев

Нормоконтроль _______ В.М.Картавская

Иркутск 2013г.

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:

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

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

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

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

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

. 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 2013г.

Дата представления проекта руководителю " 15 " апреля 2013г.

Руководитель курсового проектирования

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

. Расчет тепловой нагрузки аппарата

. Расчет теплового баланса аппарата

. Определение среднего температурного напора

. Приближенная оценка коэффициентов теплоотдачи, теплопередачи и поверхности нагрева

. Выбор кожухотрубчатого теплообменника из стандартного ряда

. Выбор пластинчатого теплообменника из стандартного ряда

. Гидравлический расчет кожухотрубчатого теплообменника и выбор насосов

. 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 ρ2=961,85 кг/м³;

теплоемкость С2=4,214 кДж/(кг·К);

теплопроводность λ2=0,6815 Вт/(м·К);

число Прандтля Pr2=1,85;

кинематический коэффициент вязкости ν2=0,3105·10-6 м2/с.

Тепловая нагрузка, воспринимаемая нагреваемым теплоносителем

.

Тепловая нагрузка, отдаваемая греющим теплоносителем

,

где η=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 ºС и при заданном давлении P=0,7 МПа из [3].

Теплофизические свойства конденсата при tн=164,95 ºС из [1-3]:

плотность ρ1=902,35 кг/м³;

теплопроводность λ1=0,681 Вт/(м·К);

динамический коэффициент вязкости μ1=168,2·10-6 Па·с;

число Прандтля Pr1=1,075.

. 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 Δtб/Δtм>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 [4].

Основное уравнение теплопередачи

откуда ориентировочная площадь поверхности теплообмена

5. Выбор кожухотрубчатого теплообменника из стандартного ряда

Из табл. 2.3 по [4] выбираю стандартный кожухотрубчатый теплообменник со следующими параметрами (рис.2):

диаметр кожуха Dв=1000 мм;

диаметр труб и толщина стенки d×δ=20×2 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 εl=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 [1].

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:

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 [4] выбираю стандартный пластинчатый теплообменник с параметрами (рис.3):

площадь поверхности теплообмена F=200 м2;

площадь пластины f=0,6 м2;

эквивалентный диаметр канала dэ=8,3 мм;

приведенная длина канала L=1,01 м;

поперечное сечение канала S=0,00245 м2.

Скорость жидкости в каналах

где G2=40 кг/с - расход нагреваемого теплоносителя; ρ2=961,85 кг/м3 - плотность воды; N=340 шт. - количество пластин аппарата; S=0,00245 м2 - поперечное сечение канала.

Число Рейнольдса из [4]

где d=8,3 мм - эквивалентный диаметр канала; μ2=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=Δ/d - относительная шероховатость труб; Δ=0,2 мм - высота выступов шероховатостей.

Диаметр условного прохода штуцеров в распределительной камере  табл. 2.6 из [4]. 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

.

Диаметр условного прохода штуцеров для межтрубного пространства  табл. 2.6 из [4]. 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/ρ2=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 [4] устанавливаем, что заданную подачу и напор будет обеспечивать центробежный насос марки Х280/72, для которого при оптимальных условиях работы , Н=62 м вод.ст., ηн=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/ρ1=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 [4] 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 1/2" - 2"; DN 40-50 с производительностью Q = 0,085 м3/с и давлением пара 0,7 МПа. Это конденсатоотводчик второй группы [6]. 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 λст=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 ρ=60-80 кг/м3, теплопроводность λ=0,033+0,00014tm. Применяется при температуре от -180 до +400оС, негорючая по [5].

Нормированная линейная плотность теплового потока с 1 м длины цилиндрической теплоизоляционной конструкции составит qe=168,3 Вт/м; теплопроводность материала составит λk=0,033+0,00014tm=0,033+0,00014·102,475= =0,04735 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 αе=12 Вт/(м2·оС).

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

δ=d/2(В-1),

где В=di/d - отношение наружного диаметра изоляционного слоя к наружному диаметру изолируемого объекта; λk - теплопроводность теплоизоляционного слоя, Вт/(м·оС), определяемая по [5]; αе - 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 2м, (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 [5].

Термическое сопротивление

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

=1,256.

Толщина теплоизоляционного слоя

δ=d/2(В-1) = 1000/2(1,256-1) = 128 мм.

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

Критический диаметр

=2·0,04735 /12=0,0079 м,

условие выполняется dкр<dтр.н - изоляция пригодна.

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

пот/Q1=(148,6/19517500)·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;

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=0,00245 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 1/2" - 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 ρ=60-80 кг/м3, теплопроводность λ=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.

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

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

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

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

. 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).