Теплообменные аппараты

• СОДЕРЖАНИЕ
• ВВЕДЕНИЕ
• ОПИСАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ПРОЦЕССА
• 1. ТЕПЛОТЕХНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
• 2. КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ
• 3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
• 4. ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ
• 5. РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЙ ИЗОЛЯЦИИ
• СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

Ускорение научно-технического прогресса в пищевой промышленности на ближайшие годы требует создания безотходных технологий, максимальной механизации и автоматизации производства, внедрения новых видов высокопроизводительного оборудования, роста производительности труда и повышение качества продукции.

Современная пищевая промышленность включает множество разнообразных производств, перерабатывающих сырье, различающиеся физико-химическими свойствами, что обуславливает характер и условия проведения технологических процессов.

Во всех отраслях пищевой промышленности большинство технологических процессов связано с использованием теплоты. Многие виды сырья, полуфабрикатов подвергаются тепловой обработке: нагреванию, выпариванию, охлаждению.

Теплота применяется также для стерилизации и пастеризации, сушки и других процессов. Тепловая обработка продуктов проводится в теплообменных аппаратах.

Теплообменными аппаратами называются устройства, предназначенные для передачи теплоты от одной рабочей среды, называемой горячим теплоносителем или теплопередатчиком, к другой, называемой холодным теплоносителем, для осуществления различных тепловых процессов: нагревания охлаждения, конденсации, повышения концентраций растворов. Большое распространение теплообменные аппараты получили в рыбообрабатывающей промышленности, в частности при производстве рыбных консервов, сушке, копчении, посоле.

Как известно, существует множество типов теплообменников (ТО). Они разделяются на поверхностные (рекуперативные и регенеративные, в зависимости от одновременного или поочерёдного контакта теплоносителей с разделяющей их стенкой) и смесительные. ТО поверхностного типа в свою очередь делятся на кожухотрубные, типа “труба в трубе”, витые, погружные, оросительные, спиральные, пластинчатые и кожухопластинчатые. В настоящее время наибольшее распространение нашли кожухотрубные, пластинчатые и кожухопластинчатые теплообменники. Давайте рассмотрим особенности их применения при работе на водяном паре.

Обзор и сравнительный анализ теплообменников

Тепловые аппараты, применяемые в пищевых производствах для проведения теплообменных процессов, называются теплообменниками. Теплообменники отличаются разнообразием конструкций, которое объясняется назначением аппаратов и условиями проведения процессов. По принципу действия теплообменники делятся на рекуперативные, регенеративные и смесительные.

В рекуперативных теплообменниках теплоносители разделены стенкой, и теплота подается от одного теплоносителя к другому через разделяющую их стенку.

В регенеративных теплообменниках одна и та же теплообменная поверхность омывается попеременно горячим и холодным теплоносителем. При омывании поверхности горячим теплоносителем она нагревается за счет его теплоты; при омывании поверхности холодным теплоносителем она охлаждается, отдавая теплоту. Таким образом, теплообменная поверхность аккумулирует теплоту горячего теплоносителя, а затем отдает ее холодному теплоносителю.

В смесительных аппаратах передача теплоты происходит при непосредственном взаимодействии теплоносителей.

Рекуперативные теплообменники в зависимости от конструкции разделяются на кожухотрубные, типа “труба в трубе”, змеевиковые, пластинчатые, оросительные и аппараты с рубашками. Особую группу составляют трубчатые выпарные аппараты.

Кожухотрубные теплообменники являются наиболее широко распространенной конструкцией в пищевых производствах. Кожухотрубный теплообменник состоит из цилиндрического корпуса, которых с двух сторон ограничен приваренными к нему трубными решетками с закрепленными в них греющими трубами.

Пучок труб делит весь объем корпуса теплообменника на трубное пространство, заключенное внутри греющих труб и межтрубное. К корпусу присоединены с помощью болтового соединения два днища. Для ввода и вывода теплоносителей корпус и днища имеют патрубки. Один поток теплоносителя, например, жидкость, направляется в трубное пространство проходит по трубам и выходит из теплообменника через патрубок в верхнем днище. Другой поток теплоносителя, например пар, вводится в межтрубное пространство теплообменника, омывает снаружи греющие трубы и выводится из корпуса теплообменника через патрубок. Теплообмен между теплоносителями осуществляется через стенки труб. Греющие трубы соединяются с трубой решеткой сваркой либо развальцованы в ней. Греющие трубы изготавливаются из стали, меди и латуни.

Размещаются греющие трубы в трубных решетках несколькими способами: по сторонам и вершинам правильных шестиугольников (в шахматном порядке), по сторонам и вершинам квадратов (коридорные) и по концентрическим окружностям. Такие способы размещения обеспечивают создание компактной конструкции теплообменника. Шаг размещения труб зависит от внешнего диаметра трубы.

С целью интенсификации теплообмена в кожухотрубных теплообменников пучок труб секционируют, т.е. разделяют на несколько секций (ходов), по которым теплоноситель проходит последовательно. Разбивка на ряд ходов достигается с помощью перегородок в верхнем и нижнем днищах. Достоинства кожухотрубных теплообменников заключаются в компактности, невысоком расходе материала, легкости отчистки труб изнутри.

Недостатками этих теплообменников являются сложность достижения высоких скоростей теплоносителей, за исключением многоходовых теплообменников; трудность очистки межтрубного пространства и малая

доступность для его осмотра и ремонта; сложность изготовления из материалов, не поддающихся развальцовки и сварки. Теплообменники типа “труба в трубе” состоят из ряда наружных труб большого диаметра и расположенных внутри них труб меньшего диаметра. Внутренние и внешние трубы элементов соединены друг с другом последовательно с помощью колен и патрубков. Один из теплоносителей движется по внутренней трубе, а другой по кольцевому каналу, образованному внутренней и внешней трубами.

При необходимости создания больших площадей поверхностей теплопередачи, теплообменник составляют из нескольких секций, получают батарею.

Достоинством теплообменников типа “труба в трубе” является высокий коэффициент теплопередачи вследствие к большой скорости обоих теплоносителей, простота изготовления.

Недостатки этих теплообменников заключаются в громоздкости, высокой металлоемкости, трудности отчистки межтрубного пространства. Теплообменники типа “труба в трубе” применяются при небольших расходах теплоносителей для теплообмена между двумя жидкостью и конденсирующимся паром.

Погружные змеевиковые теплообменники представляют собой трубу, согнутую в виде змеевика и погруженную в аппарат с жидкой средой. Теплоноситель движения внутри змеевика. Змеевиковые теплообменники изготавливаются с плоским змеевиком или со змеевиком, согнутым по винтовой линии.

Погружные теплообменники применяются для охлаждения, а также для конденсации паров.

Оросительные теплообменники применяются для охлаждения жидкостей, газов и конденсации паров. Состоят они из нескольких расположенных одна под другой труб, соединенных коленами. По трубам протекает охлажденный теплоноситель. Охлажденная вода поступает в распределительный желоб с зубчатыми краями, из которого равномерно перетекает на верхнюю трубу теплообменника и расположенные ниже трубы. Часть охлаждающей воды испаряется с поверхности труб. Под нижней трубой находится желоб для сбора воды. Коэффициент теплоотдачи в этих теплообменниках невелик. Оросительные теплообменники просты по устройству, но металлоемки. Обычно они устанавливаются на открытом воздухе.

Спиральные теплообменники состоят их двух спиральных каналов прямоугольного сечения. Внутренние концы спиралей соединены перегородкой. С торцов каналы закрыты крышками и уплотнены прокладками. У наружных концов каналов имеются патрубки для входа и выхода теплоносителей, два других патрубка приварены к плоским боковым крышкам.

Такие теплообменники используются для теплообмена между жидкостями и газами. Эти теплообменники не забиваются твердыми частицами, взвешенными в теплоносителях, поэтому они применяются для теплообмена между жидкостями со взвешенными частицами, например для охлаждения бражки на спиртоперегонных заводах. Спиральные теплообменники компактны, позволяют производить процесс теплопередачи при высоких скоростях теплоносителей с высокими коэффициентами теплопередачи; гидравлическое сопротивление спиральных теплообменников ниже.

Недостатками спиральных теплообменников являются сложность изготовления, ремонта и чистки.

Пластинчатые теплообменники монтируются на раме, состоящей из верхнего и нижнего несущих брусов, которые соединяют стойку с неподвижной плитой. По направляющим стяжным шпилькам перемещается подвижная плита. Между подвижной и неподвижной плитами располагается пакет стальных штампованных гофрированных пластин, в которых имеются каналы для прохода теплоносителей. Уплотнение пластин достигается с помощью заглубленных прокладок, которые могут выдерживать высокие рабочие давления. Теплоносители к каналам, образованным пластинами, проходят по чередующимся каналам сквозь разделения прокладками отверстия. Теплообмен происходит в противотоке, причем каждый теплоноситель движется вдоль одной стороны плиты.

Пластинчатые теплообменники используются в качестве нагревателей, холодильников, а также комбинированных теплообменников для пастеризации, например молока, и стерилизации. Эти теплообменники можно собирать в виде многоступенчатых агрегатов.

Пластинчатые теплообменники компактны, обладают большой площадью поверхности теплопередачи, что достигается гофрированием пластин. К недостаткам относят сложность изготовления, возможность забивания поверхностей пластин взвешенными в жидкости твердыми частицами. Теплообменники с ребристыми поверхностями теплообмена позволяют увеличить площадь поверхности теплопередачи со стороны теплоносителя с низким коэффициентом теплоотдачи.

Для оребрения поверхности используют стальные круглые и прямоугольные шайбы, которые приваривают в основном к трубам. В трубчатых теплообменниках применяются поперечные и продольные ребра.

Примером оребренного теплообменника служит калорифер, используемый для нагрева воздуха греющим насыщенным водяным паром. В теплообменных аппаратах с рубашками (например, в автоклавах) передача теплоты от теплоносителя к стенкам аппарата происходит при омывании внешних стенок корпуса теплоносителя. В пространстве между рубашкой и корпусом циркулирует теплоноситель, который обогревает среду, находящуюся в аппарате. Иногда вместо сплошной рубашки к корпусу аппарата приваривается змеевик.

ОПИСАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ПРОЦЕССА

Задание:

Нагреть растительное масло от начальной температуры (t_H=15⁰C) до конечной температуры (t_K=125°C). Греющим агентом является водяной пар, с давлением Р_гр=3 ат (294.1995 кПа); G = 4,5 т/час; х = 0,95

1. ТЕПЛОТЕХНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Определение расхода тепла (тепловой нагрузки):

Q = G*C_p(t_K-t_H)*ц , где

G – массовый расход продукта (масла), кг/с (G = 4,5 т / час =4,5*1000/3600 = 1.25 кг/с)

С_р – удельная теплоемкость продукта, Дж/кг*К

t_H, t_K – начальная и конечная разность температур масла, °С

ц =1,05 – поправочный коэффициент, учитывающий потери тепла

Q = 1,25*1720( 125-15)*1,05 = 248325 Дж/с [Вт ]

Определение расхода теплоносителя (пара):

Д_гр = Q*/r_гр*x , где

Q – тепловая нагрузка, Вт

r_гр– удельная теплота конденсации греющего пара, Дж/кг (r_гр = 2165800)

х – степень сухости греющего пара

Д_гр= 248325/(2165800*0,95) = 0,12 кг/с

1.2 Определение среднего температурного напора:

При Р_гр= 294.2 кПа, T_конд = 132,9 ^оС

?t_б = T_конд – t_н = 132,9 – 15 = 117,9 ^оС

?t_м = T_конд – t_к = 132,9 – 125 = 7,9 ^оС

Так как отношение?t_б/?t_м= 117,9/7,9 = 14,9 > 2, тогда

?t_ср = ?t_б – ?t_м/2,3 lg (?t_б/?t_м) = 117,9 – 7,9/ 2,3 lg (14,9) = 40,74 ^оС

Средняя температура подсолнечного масла:

t_ср= T_конд -?t_ср=132,9 – 40,74 = 92,15 ^оС

Теплофизические показатели масла при средней температуре t_cp:

плотность: с = 876 кг/м³

коэффициент теплопроводности: ? = 0,15675 Вт/м*К

динамический коэффициент вязкости: м= 72,3* 10^-4 Па*с

критерий Прандтля: P_r = 96,175

кинематический коэффициент вязкости: = 8,26 * 10^-6 м²/с

Подбор диаметра внутренней трубы:

Рекомендуемый интервал скоростей масла по внутренней трубе 1,5- 3м/с

= 1,13 /_м

V_м=/ = 1,25/876 = 0,0014 м³/с

Примем _м ? 2 м/с: d = 1,13 = 0,03 м

По ГОСТ 9930-78 берем трубу диаметром d = 38 * 2 мм (d_вн = 38 – 4= 34)

Уточняем скорость масла в трубе

м = Vм/ 0,785* d2 = 0,0014/ 0,785* 0,0342 = 1,57 м/с

Определение режима течения масла:

Re = щ*d_вн *с/ м = 1,57*0,034*876/72,3* 10^-4 = 6477,7

Так как 2320 < Re < 1*10⁴, следовательно, имеет место переходный режим течения масла

Подбор диаметра наружной трубы

D_вн = 1,27* (V_п/_п) + d_н², где V_п = объемный расход пара, м³/с

_п – плотность пара, кг/м³

V_п = Д_гр/_п = 0,12/1,621 = 0,074455 м³/с

_п – средняя скорость течения пара в трубе, м/с

Примем _п ? 15 м/с:

D_вн = 1,27* (0,073/15) + 0,038² = 0,0794553 м

По ГОСТ 9930-78 берем трубу диаметром D = 89 * 3,5 мм (D_вн = 82)

Уточняем скорость течения пара:

_п = V_п/0,785*(D_вн² – d_н²) = 0,073/ 0,785*(0,082² – 0,038²) = 17,621 м/ч

Определение коэффициентов теплоотдачи б_м и б_п:

б_м = Nu_м * л_м /d_вн ;

л_м = 0,15675 Вт/м*К

Т.к. режим течения масла переходный, то критерий Нуссельта рассчитывается:

Nu_м = 0,008 * Re ^0,9 * Pr ^0,43 ; где Pr = 96,175

б_м = 153,49 * 0,15675 / 0,034 = 24,06 / 0,034 = 707,646 Вт/м²К

б_п = А* ; где

А – коэффициент учитывающий горизонтальное расположение поверхности нагрева; А = 0,728

л – коэффициент теплопроводности пленки конденсата, л = 0,686 Вт/м К

м – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, м = 0,000211 Па*с

r – удельная теплота парообразование, r = 2165800 Дж/К

с – плотность пленки конденсата, с = 934,8 кг/м³

?t – перепад температур между паром и стенкой ?t₁ = t_кд – t_ст1; ?t = 2…8 ^оС, поэтому t_ст1 рассчитываем методом последовательных приближений, который основывается на том, что количество тепла, переданного от горячего теплоносителя к холодному через единицу поверхности теплопередачи в единицу времени, т.е. удельный тепловой поток, постоянен:

q = К* ?t_ср = б_{1 *} ?t₁ = 1/ ?r_ст *?t_{1 =} б₂ * ?t₂ ;

Задаемся двумя значениями t_ст1 и определяем для этих значений удельный тепловой поток:

q_пi = б_i (t_п – t_ст1 )

1-е приближение

При t_ст1 = 130,9 ^оС, ?t = 2

б_п1 = 0,728* = 17990,2 Вт/м²К

q_п1 = 17990,2 * 2 = 35980,3 Вт/м²

Удельный тепловой поток для масла рассчитывается по формуле:

q_мi = б_м (t_ст2 – ?t_ср )_i ; где

?t_ср = ?t₁ + ?t_ст + ?t₂ ; где

?t_ст = ?t_ст1 – ?t_ст2

?t₂ = ?t_ст2 – ?t_ср

t_ст2 = t_ст1 – q?r_ст ; где ?r_ст = д_ст / л_ст + r₃₁ + r₃₂

r₃₁ = 1/5800 м²*К/ВТ; r₃₂ = 1/2900 м²*К/ВТ

?r_ст = 0,002/46,5 + 1/5800 + 1/2900 = 0,000043 + 0,00017 + 0,00034 = 0,00055 = 5,5 * 10 ^-4 м²*К/ВТ

Тогда при t_ст1 = 130,9 ^оС

t_ст2 = 130,9 – 59373,2 * 5,5 * 10 ^-4 = 110,74 ^оС

q_м1 = 707,646 (110,74 – 40,7) = 49564,9 Вт/м²

q_п << q_м

2-е приближение

При t_ст1 = 129 ^оС, ?t = 3,9

б_п2 = 0,728 * = 15223,9 Вт/м²

q_п2 = 15223,9 * 3,9 = 59373,2 Вт/м²

q_{2 >} q₁

При t_ст1 = 129 ^оС

t_ст2 = 129 – 59373,2 * 5,5 * 10 ^-4 = 95,7 ^оС

q_м = 707,646 (95,7 – 40,7) = 38946,03 Вт/м²

q_м < q_п

Строим график зависимости t = f(q), по которому определяем точное значение t_ст1 и q_{п гр}

t_ст1 = 128,8 ^оС ; q_{п гр} = 46000 Вт/м²

Тогда при t_ст1 = 128,8 ^оС, ?t_ст1 = 4,1

б_п = 0,728 * = 11265,25 Вт/м² К

q_п = 11265,25 * 4,1 = 46187,54 Вт/м²

t_ст2 = 128,8 – 46187,54 * 5,5 * 10 ^-4 = 103,4 ^оС

q_м = 707,65 (103,4 – 40,7) = 44369,66 Вт/м²

Погрешность расчета:

? = (q_п – q_{п гр} )/ q_{п гр} * 100% < 5% ; где q_{п гр} = 46000 Вт/м²

? = (46187,54 -44369,66)/ 44369,66*100 % = 0,04*100% = 4 % < 5%

Определение коэффициента теплопередачи К:

К = = ; где

б_п – коэффициент теплоотдачи от пара к холодной стенке, Вт/м² К

б_м – коэффициент теплоотдачи от стенки к маслу, Вт/м² К

?r_ст – суммарное термическое сопротивление стенки загрязнений по поверхности стенки с обеих сторон, ?r_ст = 5,5 * 10 ^-4 м²*К/ВТ

К = = 1/0,002 = 484,9 Вт/м² К

Определение поверхности теплопередачи:

F = Q / К* ?t_ср = 248325 / 484,9 * 40,7= 12,3 м²

2. КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ

Определение длины трубы:

L = F / р* d_ср *m ; где

F – расчетная площадь поверхности теплообмена, F = 12,3 м²

m – число параллельно работающих секций, m = 1

d_ср – средний диаметр внутренней трубы, м²

d_ср = d_н – д = 38 – 2 = 36 мм = 0,036 м

L = 12,3 / 3,14*0,036 *1 = 109, с запасом 10 % L =119,98 м

Примем длину трубы одного элемента l = 6 м, тогда число элементов:

n = L/l = 119,98 / 6 = 19,997 , n ? 20 шт

Точное значение L при n = 20 шт: L=120 м

Определение радиуса колена

r = 3,5 * d_н = 3,5 * 0,038 = 0,133 м

Расчет длины одного элемента теплообменника

L₁ = l + r*0,1 ; где

l – длина трубы одного элемента, м

r – радиус колена, м

L₁ = 6 + 0,133*0,1 = 6,0133 м

Расстояние между осями соседних элементов:

p = 2*r = 2* 0,133 = 0,266 м

L_г = 6, 0133 + 2* 0,133 = 6,28 м

Определение высоты теплообменника:

H = h₁ * (n-1) , где

n- число элементов

H = 0,266 * (20 – 1) = 5,054 м

Определение габаритной высоты аппарата:

H_г = H + h₁ + h₀ ; где

H – высота теплообменника, м

h₁ – расстояние между осями элементов, м

h₀ – высота опоры, м. Примем h₀ = 0,3 м

Тогда H_г = 5,054 + 0,266 + 0,3 = 5,62 м

Определение габаритной длины аппарата:

L_г = L₁ + 2*r ; где

L – длина одного элемента теплообменника, м

r – радиус колена, м

L_г = 6, 0133 + 2* 0,133 = 6,28 м

3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Определение общих потерь давление по ходу движения масла:

Гидравлическая схема

?Р _общ = ?Р _х.т + ?Р _а + ?Р _г.т. + ?Р_г, где

?Р _х.т – потери давления по ходу движения масла от расходного бака до теплообменника, Па

?Р _а – потери давления по ходу движения масла в самом аппарате, Па

?Р _г.т. – потери давления по ходу движения масла от аппарата до обжарочной ванны, Па

?Р _г – потери давления при подъеме масла на высоту Н_{г =} 5,62 м, Па

I Участок движения масла от расходного бака:

?Р _х.т = ( л* l/d_э + ?ж) * (с* ?² / 2) ; где

с – плотность масла, при t = 15 ^oC, с = 920 кг/м³

? – скорость течения масла, ? = 1,57 м/с

l – длина трубы данного участка, l = 2 м

?ж – сумма коэффициентов местных сопротивлений

?ж: вход в трубу из резервуара – 0,5 вентиль при d_тр = 40 мм – 4,9___

?ж = 5,4

л – коэффициент трения, который зависит от режима течения

м_м = 870,3 *10^-4 Па*с

Re = ?_м * d * с_м / м_м = 1,57 *0,034*920 / 870,3 *10^-4 = 565,166

Так как Re <2320, то коэффициент трения рассчитывается по формуле:

л = 64/ Re = 64/ 565,166 = 0,113

?Р _х.т = ( 0,113* 2/0,034 + 5,4) * (920* 1,57² / 2) = 97,897*1137,404 = 111348,9 Па

II Участок движения масла по трубам в самом аппарате:

?Р _а = ( л* l/d_э + ?ж) * (с* ?² / 2) ; где

При t_ср = 92,16 ^oC

с = 876,6 кг/м³

? = 1,57 м/с

l = 120 м

?ж – поворот на 180 ^оС через калачи – 2*9 = 18.

Так как на данном участке Re = 6477,7 переходный режим, то коэффициент трения определяется по формуле:

л = = = = 0,035

?Р _а = (0,035 * 120/0,034 +18) * (876,6* 1,57² / 2) = 153614,28 Па

III Участок движения масла от аппарата до обжарочной ванны:

?Р _г.т. = ( л* l/d_э + ?ж) * (с* ?² / 2) , где

при t = 125 ^oC

с = 853,5 кг/м³

м_м = 47,05 *10 ^-4 Па*с

Примем l = 4 м

Re = 1,57* 0,034 *853,5/ 47,05 *10 ^-4 = 9698,4254

Так как Re < 10⁴, то л = = = 0,0312

Сумма коэффициентов местных сопротивлений ?ж состоит из:

Выход из трубы в резервуар – 1,0

Колено с углом 90 ^оС на трубопроводе круглого сечения – 2,0

Вентиль при диаметре трубы d_y = 40 мм – 4,9________

?ж = 7,9

?Р _г.т. = ( 0,0312*4l/0,034 +7,9) * (853*1,57² / 2) = 11,572 * 1083 = 12532,711 Па

Потери давления при подъеме масла на высоту Н:

?Р _г. = с*g* H_г ; где

H_г – габаритная высота аппарата, H_г = 5,62 м

?Р _г. = с*g* H_г = 876,6 *9,8 *5,62 = 48246,576 Па

Общие потери давления по ходу движения масла:

?Р _общ = 111348,9 +153614,28 +12532,711 + 48246,576 = 325742,43 Па

Расчет потерь напора и подбор насоса:

H_общ = ?Р _общ / с* g = 325742,43 / 876,6 *9,8 = 37,944 м.в.ст.

Так как объемный расход масла V_м = 1,427*10^-3 м³/с = 0,01427*3600 = 5,137 м³/ч, то наиболее целесообразным будет использование центробежного насоса марки ХМ 8/40 с КПД з = 0,5. А поскольку потери напора H_общ = 37,944 м.в.ст., то необходим к насосу электродвигатель марки 2В100S2 ( з = 0,8)

Расчет мощности на валу насоса и электродвигателя

N_н = G_м * ?Р _общ / с* з_н = 1,25 * 325742,43 / 876,6 = 929,63 Вт

N_дв = N_н / з_дв * з_н = 929,63 / 0,5 *0,8 = 2,24 кВт

4. ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ

Расчет толщины стенки наружной трубы на внутреннее избыточное давление:

д = Р * D_вн / 2 *[у]_доп *ц + С , где

Р_и – внутреннее избыточное давление в межтрубном пространстве, Р_и = 3-1 = 2 кг с/ см²= 0,1962 МПа

С – поправка, учитывающая коррозию, допуски на овальность и пр., равная 0,001 м

ц – коэффициент прочности сварного шва, равный при односторонней сварке 0,65

[у]_доп – допускаемое напряжение, МПа

[у]_доп = [у]^* *з , где

[у]^* – номинальное допускаемое напряжение, МПа, [у]^* – 120 Мпа,

з – поправочный коэффициент, учитывающий конструкцию и условия работы аппарата, з = 0,85

[у]_доп = 120 * 0,85 = 10,2 МПа

Тогда толщина стенки д = 0,1962 * 0,082 / 2 * 10,2 *0,65 + 0,001 = 0,016 / 13,26 +0,001 = 0,002213 м

Таким образом толщина стенки принятая по ГОСТ 9930-78 (3,5) больше минимально возможной толщины (2,2) и поэтому стенка будет достаточно прочной при внутреннем избыточном давлении Р = 0,1962 МПа

Расчет прокладки на невыдавливание из фланцевого соединения:

Возьмем прокладку из твердой резины со следующими размерами:

– толщина д = 1 мм

– внутренний диаметр D_в = 34 мм (т.к. входной и выходной патрубки, на которые устанавливаются эти прокладки, имеют d_вн = 34 мм);

– наружный диаметр прокладки D_н = 1,5 d_н = 1,5* 38 = 57 мм (т.к. рекомендуемая ширина прокладки 12-15 мм)

Для деформирования данной прокладки, обеспечивающего плотность соединения, на ее поверхности должно быть создано удельное давление у_у = 3,5 МПа.

Прокладка не выдавится из соединения, если сила трения возникающая на поверхности фланца под воздействием удельного давления, созданного в результате затяжки болтов, будет больше выдавливающей силы.

Выдавливающая сила:

Р = р*р* D_в * д , где

Р- давление внутри аппарата, МПа

D_в – внутренний диаметр прокладки

д – толщина прокладки, м

Сила трения:

Т = f * у_у * F , где

F – площадь поверхности прокладки,

F = р*( D_н² – D_в²) / 4

F – коэффициент трения прокладки о поверхность фланца, который при средней обработке фланцев равен 0,08

Таким образом, условие невыдавливания прокладки:

f* у_у *( D_н² – D_в²) > 4р* D_в* д

0,08 * 3,5 *( 57² – 34²) > 4*0,294* 34* 1

0,28 * (3249 – 1156) > 39,984

586,04 > 39,984

Отсюда можно сделать вывод, что данная прокладка не будет выдавливаться из фланцевого соединения.

Расчет болтов фланцевых соединений:

Усилие, приходящееся на один болт:

P₀ = 0,785 * [( D_н² – D_в²)* у_у + D_ср² * р ] / z , где

z – число болтов на фланце. Примем z = 4

D_н и D_в – наружный и внутренний диаметр прокладки, м

у_у – удельное давление уплотнения, у_у = 3,5 МПа

р – давление внутри аппарата

P₀ = 0,785 * [( 0,003249 – 0,001156)* 3,5 +0,00207 *0,294 ] / 4 = 0,785 * [0,0073 +0,000609] / 4 = 0,001438 МН

Внутренний диаметр резьбы болта:

d_в = 1,13 + 0,0005, где

0,0005 – поправка на коррозию, м

[у] – допускаемое напряжение на растяжение болта, [у]_ст = 120 МПа

d_в = 1,13 + 0,0005 = 0,0044 м

Так как это внутренний диаметр болта, а не наружный, и это минимально возможный диаметр, то возьмем с небольшим запасом по ГОСТ 7798-70 болт М8.

5. РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЙ ИЗОЛЯЦИИ

Поскольку по наружной трубе движется пар с температурой 132,9 ^оС, а также по каналам движется масло с температурой в пределах 125 ^оС, то можно использовать такой достаточно распространенный и относительно недорогой теплоизоляционный материал как минеральный войлок, который как раз рассчитан на предельную температуру применения t_пр = 60-200 ^оС.

Так как по трубе течет пар, который имеет большой коэффициент теплоотдачи (б_п = 12770,26 Вт/м²*К), то расчеты упрощаются и минимальную толщину тепловой изоляции д_из можно определить с помощью графика по зависимости:

х*lnx =( л_из/ б_в * r_нтр ) * (t_п – t_из / t_из – t_в) ,

х = r_из / r_нтр – по графику,

л_из = 0,065 Вт/м*К

Примем t_из = 45 ^оС, t_в = 20 ^оС,

t_п = 132,9 ^оС

r_нтр – радиус наружной трубы, r_нтр 0,5*d_н = 0,5 *0,038 = 0,019 м

б_в – коэффициент теплоотдачи от изоляции к воздуху, Вт/м²*К

б_{в =} б_л + б_к = 9,74 +0,07 ( t_из – t_в) = 11,49 Вт/м²*К

Тогда х*lnx =( 0,65/ 11,49 * 0,019) * (87,9 / 25) = 0,2977 * 3,516 = 1,04 (см. график)

По графику при х*lnx = 1,04: х = 1,8 , тогда r_из = r_нтр * х = 0,019* 1,8 = 0,0342 м

Толщина изоляции д_из = r_нтр ( х – 1)= 0,019 (1,8 -1) = 0,0152 м

Проверка температуры внутренней поверхности трубы:

t₁ = t_п – q₁/ л_ст *2р*r_вн , где

q₁ = б_в ( t_из – t_в) = 287,25 Вт/м²

r_вн = 0,017 м

л_ст = 46,5 Вт/м*К

Тогда t₁ = 132,9 – 287,25/ 46,5*2* 3,14* 0,017 = 132,9 – 57,86 = 75 ^оС

Общие потери тепла:

Q_пот = q₁ *L = 287,25* 120 =34470 Вт

Уточняем расход пара:

Д_гр = Q₁ + Q_пот / r*x = 243595 +34470 / 2165800 *0,95 = 0,135 кг/с

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

1) Солнцев В.Д. Процессы и аппараты пищевых производств: учебно – методическое пособие по курсовому проектированию. Владивосток: ТГЭУ, 2006. – 100 с.

2) Лунин О.Г. Теплообменные аппараты пищевых производств. / О.Г. Лунин, В.Н. Вельтищев. – М.: Агропромиздат, 1987. – 238 с.

3) Лунин О.Г. Курсовое и дипломное проектирование технологического оборудования пищевых производств / О.Г. Лунин, В.Н. Ветильщев, М. Ю. Березовский и др. – М.: Агропромиздат, 1990. – 269 с.

4) Кавецкий Г.Д. Процессы и аппараты пищевой технологии. – 2-е изд., перераб. / Г.Д. Кавецкий, Б.В Васильев. – М.: Колос,1999. – 551 с.

5) Липатов Н.Н. Процессы и аппараты пищевых производств: учеб. для студентов, вузов, обуч. по спец 1011 “Технология и организация обществ.питания”.-М.: Экономика,1987. – 271 с.