Конструктивний розрахунок апарату

Площа перетину всього потоку продукту (площу перетину пучка труб) f, м²:

м², (2.16)

Кількість труб n₁ у трубному пучку:

, (2.17)

приймається n₁=2 теплообмінних труб у кожному ході по трубному простору.

Уточнене значення швидкості руху продукту w, м/с:

= = 0,45 м/с. (2.18)

Розрахункова довжина однієї трубки у трубному пучці L, м:

м. (2.19)

Кількість ходів теплообмінника z:

z=L/l_Т=8,6/2,5=3,44, (2.20)

приймається z=4 ходів по трубному простору кожухотрубчатого теплообмінника.

Необхідна кількість теплообмінних труб у трубній решітці n:

n=zn₁=42=8 труб. (2.21)

Діаметр трубної решітки D_р, мм:

мм, (2.22)

де	1 – коефіцієнт заповнення трубної решітки (1=0,6…0,8 для багатоходових по трубному простору теплообмінних апаратів);  – кут, який утворюється центральними лініями трубних рядів з горизонталлю (=60…700).

Внутрішній діаметр кожуху теплообмінника D, мм:

D=t(b-1)+4d= D_в = (4 · 30) + 70(5 – 1) = 400 мм, (2.23)

Живий переріз міжтрубного простору f_мт, м²:

f_мт=0,785((D-2s) ²-nd ²)= (2.24)

=0,785(0,4²-190,03²)=0,11 м².

За рівнянням об’ємних витрат V, м³/с:

, (2.25)

визначаються діаметри патрубків d, м, для робочих середовищ:

. (2.26)

Діаметр патрубка для входу пару в апарат d_п, м:

м.

Діаметр патрубка для виходу конденсату пару d_к, м:

м.

Діаметр патрубка для входу продукту у апарат d_вх, м:

м.

Діаметр патрубка для виходу продукту із апарат d_вих, м:

м.

Гідравлічний розрахунок апарату

Повний гідравлічний опір теплообмінного апарату Р, Па:

(2.27)

Па

де	 – коефіцієнт гідравлічного тертя; м – коефіцієнт місцевого опору.

Для ізотермічного турбулентного руху в гідравлічно шорстких трубах (відповідно до /2/):

(2.28)

де	 – абсолютна шорсткість поверхні труб (для чистих цільнотянутих мідних труб =0,0015…0,01 мм відповідно до /2/), мм.

Розрахунки на міцність

Сума коефіцієнтів місцевих опорів _м у апараті:

(2.29)

де	i – коефіцієнти місцевих опорів (вхідна і вихідна камери 1=1,5, вхід в труби та вихід з них 2=1, поворот на 1800 між ходами 3=2,5 відповідно до /2/).

Потужність приводу насосу N, Вт, потрібна для переміщення продукту по трубному простору теплообмінного апарату:

Вт, (2.30)

де	V – об’ємна витрата продукту, м3/с;  – коефіцієнт корисної дії насоса.

V=G/_пр=3,8/1008=3,7610^-3м³/с. (2.31)

Допустимі напруги при розрахунку по граничним навантаженням

посудин та апаратів, що працюють при статичних одноразових навантаженнях, визначаються згідно ГОСТ 14249-89.

Розрахунок на міцність гладкої циліндричної обичайки кожуху, навантаженої внутрішнім надлишковим тиском, проводиться згідно ГОСТ 14249-89.

Рисунок 2 –	Розрахункова схема обичайки кожуху теплообмінника

Виконавча товщина стінки обичайки s, мм:

ss_р+с=0,1+1,9=3,1 мм, (2.32)

де	sр – розрахункова товщина стінки обичайки, мм; с – сума збільшень до розрахункової товщини стінки, мм.

мм, (2.33)

где

р – розрахунковий внутрішній надлишковий тиск, МПа; D – внутрішній діаметр посудини, мм; [] – допустимі напруги для матеріалу обичайки кожуху при розрахунковій температурі стінки, МПа; р=1,0 – коефіцієнт міцності подовжнього стикового зварного шва (обичайка кожуха не має останнього завдяки вибору для її виготовлення труби).

с=с₁+с₂+с₃=1,5+0+0=1,5 мм, (2.34)

Розрахунки на міцність

с₁=П=0,115=1,5 мм, (2.35)

де	П – корозійна проникність матеріалу, мм/год;  – термін служби апарата, років.

2.4.2.2 Відповідно до наведених у ГСТУ 3-17-191-2000 значень мінімальних товщин стінок обичайок та днищ приймається s=5,0 мм.

Допустимий внутрішній надлишковий тиск [р], МПа:

МПа. (2.36)

2.4.4 Умова застосування розрахункових формул (для обичайок та труб при D200 мм):

, (2.37)

умова виконується.