Professional Documents
Culture Documents
Thiết kế thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm
Thiết kế thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm
Vũ Đình Tiến
(Bìa)
LỜI MỞ ĐẦU
Trong công nghiệp đặc biệt là trong công nghiệp hóa chất và dầu khí, thiết bị
trao đổi nhiệt có ý nghĩa vô cùng quan trọng trong việc tăng, giảmhoặc duy trì nhiệt
độ các dòng công nghệ ở giá trị thích hợp. Bởi trong công nghiệp hóa học nhiều quá
trình cần được tiến hành ở điều kiện nhiệt độ xác định thì hiệu quả của quá trình và
chất lượng sản phẩm mới đảm bảo. Và các thiết bị trao đổi nhiệt có nhiệm vụ thực
hiện các quá trình đun nóng, làm nguội hoặc làm lạnh. Ngoài ra, thiết bị trao đổi
nhiệt còn góp phần trực tiếp hoặc gián tiếp giảm chi phí vận hành của nhà máy nhờ
khả năng tận dụng nhiệt thừa từ các quá trình công nghệ, từ đó giảm tiêu hao năng
lượng chung của toàn nhà máy.
Thiết bị trao đổi nhiệt đóng vai trò lớn như vậy nên để tính toán, thiết kế một
thiết bị trao đổi nhiệt đáp ứng được đầy đủ các yêu cầu công nghệ của dây chuyền
và đạt hiệu quả cao là rất cần thiết. Vì vậy, trên cơ sở những kiến thức đã học được
trong chương trình đào tạo kỹ sư máy hóa, em thực hiện đề tài tốt nghiệp: nghiên
cứu, ứng dụng tiêu chuẩn TEMA và phần mềm aspen để cải tiến phương pháp tính
toán, thiết kế thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm. Thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm là
thiết bị phổ biến và được sử dụng rộng rãi trong nhiều lĩnh vực.
Mặc dù đã cố gắng nhưng do kiến thức còn hạn hẹp và chưa có kinh nghiệm
thực tế nên đồ án của em còn nhiều sai sót và hạn chế. Em rất mong nhận được sự
đóng góp và chỉ bảo của các thầy cô để đề tài của em được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy TS. Vũ Đình Tiến đã tận tình hướng dẫn và
chỉ bảo em trong suốt quá trình thực hiện đề tài tốt nghiệp này.
NHẬN XÉT
(Của giảng viên hướng dẫn)
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
NHẬN XÉT
(Của giảng viên phản biện)
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
……………………………………………………………….
Mục lục
CHƯƠNG 1 - TỔNG QUAN VỀ THIẾT BỊTRAO ĐỔI NHIỆT ........................ 1
1.2 Tổng quan về thiết bị trao đổi nhiệt gián tiếp ........................................... 2
1.2.2 Thiết bị trao đổi nhiệt loại ống lồng ống ................................................ 2
1.2.3 Thiết bị trao đổi nhiệt loại ống xoắn ruột gà .......................................... 3
1.3 Các phương pháp tính toán thiết bị trao đổi nhiệt gián tiếp .................13
1.3.1 Tính toán theo hiệu số nhiệt độ trung bình logarit ∆Ttb........................13
1.3.3 Ví dụ .....................................................................................................18
2.1.3 Ống........................................................................................................26
2.1.8 Tấm ngăn chia lối ở phần đầu và phần sau ...........................................30
2.2 Giới thiệu phần mềm Aspen Exchanger Design and Rating và Pvelite32
3.2.7 Bước 6: Tính hiệu số nhiệt độ trung bình logarit ∆Ttb .........................46
3.2.10 Bước 9: Chọn loại ống, kích thước và cách sắp xếp ống .................52
3.2.14 Bước 13: Tính hệ số cấp nhiệt đối lưu bên trong ống .......................61
3.2.15 Bước 14: Tính hệ số cấp nhiệt đối lưu ngoài ống .............................69
Bảng 2.1. Bề dầy tối thiểu của thân thiết bị loại R theo TEMA ...............................24
Bảng 2.2. Bề dầy tối thiểu của thân thiết bị loại C - B theo TEMA .........................24
Bảng 2.3. Áp suất tối đa cho phép của phần sau W .................................................26
Bảng 2.4. Bề dầy tối thiểu của vỉ ống .......................................................................26
Bảng 2.5. Chiều dài lớn nhất của ống không cần cố định bằng vách ngăn ..............27
Bảng 2.6. Bề dầy tối thiểu vách ngăn của thiết bị loại R .........................................28
Bảng 2.7. Bề dầy tối thiểu vách ngăn của thiết bị loại C - B ...................................28
Bảng 2.8. Kích thước tối thiểu thanh giữ vách ngăn của thiết bị loại R...................29
Bảng 2.9. Kích thước tối thiểu thanh giữ vách ngăn của thiết bị loại C -B..............29
Bảng 2.10. Bề dầy tấm ngăn chia lối ........................................................................30
Bảng 3.1. Phân loại thiết bị theo TEMA ..................................................................38
Bảng 3.2. Ưu nhược điểm một số chất tải nhiệt thường dùng ..................................40
Bảng 3.3. Khoảng giá trị vận tốc hợp lý của một số lưu thể [1,9]............................44
Bảng 3.4. Một số giá trị hệ số truyền nhiệt K tham khảo[6,637] .............................50
Bảng 3.5. Hệ số cấp nhiệt đối lưu của một số lưu thể ..............................................51
Bảng 3.6. Hệ số K1 và n1 [2,649] ..............................................................................57
Bảng 3.7. Tỉ lệ đường kính vỏ - bó ống đối với thiết bị kettle .................................59
Bảng 3.8. Giá trị hệ số truyền nhiệt và nhiệt trở lớp cáu cặn của một số lưu thể.....74
Hình 1.1. Thiết bị trao đổi nhiệt ống lồng ống. .......................................................... 3
Hình 1.2. Thiết bị trao đổi nhiệt ống xoắn ruột gà ..................................................... 4
Hình 1.3. Thiết bị trao đổi nhiệt ống xoắn thường gặp .............................................. 5
Hình 1.4. Thiết bị trao đổi nhiệt ống tưới với dàn ống trơn ....................................... 6
Hình 1.5. Thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm vỉ ống cố định ........................................ 8
Hình 1.6. Thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm vỉ ống di động ........................................ 9
Hình 1.7. Thiết bị trao đổi nhiệt hai vỏ ....................................................................11
Hình 1.8. Thiết bị trao đổi nhiệt kiểu tấm ................................................................12
Hình 1.9. Đồ thị nhiệt độ của 2 dòng xuôi chiều và ngược chiều ............................14
Hình 1.10. Đồ thị hiệu suất của thiết bị trao đổi nhiệt với 2 lưu thể song song .......17
Hình 1.11. Đồ thị hiệu suất của thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm với 2,4,6...lối ......17
Hình 1.12. Đồ thị hiệu suất của thiết bị trao đổi nhiệt với 2 lưu thể chéo dòng ......17
Hình 2.1. Ký hiệu các phần của thiết bị theo chuẩn TEMA.....................................22
Hình 2.2. Một số thiết bị theo tiêu chuẩn TEMA .....................................................23
Hình 2.3. Các kiểu liên kết bích 2 nửa của phần sau S ............................................25
Hình 2.4. Liên kết phần sau S...................................................................................26
Hình 3.1. Trình tự các bước tính toán ......................................................................35
Hình 3.2. Các phần đầu thiết bị theo TEMA ............................................................36
Hình 3.3. Các loại vỏ thiết bị theo TEMA ...............................................................37
Hình 3.4. Các phần sau thiết bị theo TEMA ............................................................38
Hình 3.5. Đồ thị mối quan hệ ε = f(R,S) đối với 1 vỏ từ 2 lối trở lên [2,657] .........48
Hình 3.6. Các kiểu sắp xếp ống trong thiết bị ..........................................................53
Hình 3.7. Cách chia số lối lưu thể ............................................................................55
Hình 3.8. Khoảng cách thân vỏ - bó ống [2,646] .....................................................58
Hình 3.9. Các loại vách ngăn....................................................................................60
Hình 3.10. Tấm lưới cố định ống Rod baffle ...........................................................60
Hình 3.11. Dòng chảy ngoài ống qua các vách ngăn kích thước khác nhau ............61
Hình 3.12. Hệ số jh phía trong ống [2,665] ..............................................................64
Hình 3.13. Dòng lưu thể hơi ngưng tụ trong ống nằm ngang ..................................65
Hình 3.14. Mô hình chuyển động của lưu thể trong ống nằm ngang .......................66
Hình 3.15. Mối liên hệ giữa hệ số cấp nhiệt với các chuẩn số Re, Pr [2,712] ....68
Hình 3.16. Hệ số jh ngoài ống [2,673] ......................................................................70
Hình 3.17. Hệ số jf trong ống [2,668] ......................................................................76
Hình 3.18. Hệ số jf ngoài ống [2,674] ......................................................................78
giữa hai chất, làm cho các chất được tinh khiết, an toàn; do đó được sử dụng rộng
rãi trong mọi công nghệ.
Nguyên lý làm việc: Chất tải nhiệt II đi trong ống ngoài từ dưới lên còn chất
tải nhiệt I đi trong ống trong từ trên xuống, khi năng suất lớn ta đặt nhiều dãy ống
song song.
Ưu điểm: Hệ số truyền nhiệt lớn vì có thể tạo ra vận tốc lớn cho cả hai chất
tải nhiệt, cấu tạo đơn giản.
Nhược Điểm: Cồng kềnh, giá thành cao vì tốn nhiều kim loại, khó làm sạch
giữa 2 ống.
1.2.3 Thiết bị trao đổi nhiệt loại ống xoắn ruột gà
Đây là thiết bị truyền nhiệt được ứng dụng sớm nhất trong công nghiệp. Cấu
tạo của thiết bị gồm hai phần chính là ống xoắn và thân thiết bị (Hình 1.2). Lưu thể
G1 đi trong ống từ trên xuống, còn lưu thể G2 đi ngoài ống.
Thành ống xoắn là bề mặt truyền nhiệt, nên vật liệu làm ống xoắn phải có hệ
số dẫn nhiệt lớn (như đồng, nhôm, thép). Thân thiết bị có dạng hình trụ kín hay hở,
vật liệu thường là thép. Nếu thiết bị có kích thước nhỏ thì thân là một đoạn ống thép
có đường kính và chiều dày thích hợp. Trường hợp thiết bị lớn thì thân được chế tạo
từ thép tấm cuộn lại. Ống xoắn ruột gà được gia công từ ống đồng, ống nhôm hay
ống thép có kích thước đã được tiêu chuẩn hóa.
Hình 1.3. Thiết bị trao đổi nhiệt ống xoắn thường gặp
1- cửa vào dung dịch; 2- nắp; 3- thân; 4- ống xoắn ruột gà
5,8- cửa vào, ra chất tải nhiệt; 6- cửa ra dung dịch; 7- đáy; 9- giá treo
Trong công nghiệp hóa chất hay thực phẩm thiết bị ống xoắn được đặt trong
các nồi nấu hay trong thiết bị lên men v.v… Các thiết bị này thường là hình trụ
thẳng đứng(Hình 1.3).Ta thấy nếu thiết bị dùng đun nóng dung dịch thì hơi nước
nóng sẽ đi vào cửa 8 và nước ngưng sẽ đi ra theo cửa 5. Quá trình trong thiết bị này
có thể gián đoạn hay liên tục. Trường hợp cần làm nguội dung dịch ta cho nước
lạnh đi trong ống xoắn.
Ống xoắn được uốn lại từ ống thẳng nhờ máy chuyên dụng. Hai đầu vào và
ra sau khi đã lắp vào đáy 7 rồi mới uốn cong và hàn bích nối. Trường hợp số vòng
xoắn nhiều thì cần phải làm giá đỡ chống xuống đáy. Sau khi đã định vị tốt ống
xoắn và đáy, ta lắp đáy vào đúng vị trí rồi hàn lại.
Ưu điểm: Có bề mặt trao đổi nhiệt lớn.
Nhược điểm: Ống chế tạo phức tạp, trở lực lớn hơn và khó làm sạch so với
ống thẳng. Hệ số truyền nhiệt nhỏ do hệ số cấp nhiệt phía ngoài nhỏ.
Hình 1.4. Thiết bị trao đổi nhiệt ống tưới với dàn ống trơn
a)Dàn ống đơn; b) Dàn ống kép
Dàn ống hình rắn đơn giản nhất là dàn ống đơn (Hình 1.4a), dàn ống hình rắn
phức tạp hơn là dàn ống kép (Hình 1.4b). Khi thực hiện quá trình trao đổi nhiệt
trong ống có thể ở trạng thái chuyển pha hoặc không. Lưu thể chảy bọc ngoài ống
có thể là không khí (hoặc chất khí nào đó) hay chất lỏng. Chất lỏng tưới bên ngoài
thường là nước, chảy lần lượt từ ống trên xuống ống dưới rồi chảy vào máng. Còn
chất tải nhiệt sẽ đi bên trong các ống. Trong kỹ thuật lạnh thường dùng các dàn ống
này để làm lạnh không khí trong phòng lạnh bằng tác nhân bay hơi trong ống, hay
bằng dung dịch muối đã được làm lạnh chảy trong ống.
Ưu điểm: Lượng nước làm lạnh ít, cấu tạo đơn giản, dễ quan sát và làm sạch
ở phía ngoài ống. Nếu nối ống bằng các mặt bích thì bề mặt trong ống cũng dễ dàng
làm sạch.
Nhược điểm: Thiết bị cồng kềnh, khó tưới đều lượng nước trên bề mặt ống.
1.2.5 Thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm
Với đặc tính kết cấu của nó, thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm có diện tích trao
đổi nhiệt rất lớn có thể đến hàng nghìn mét vuông, hệ số truyền nhiệt lớn. Bởi vậy
loại thiết bị này được ứng dụng rất rộng rãi trong công nghiệp hóa chất và thực
phẩm.
Thiết bị trao đổi nhiệt kiểu ống chùm là một trong những dạng thiết bị trao
đổi nhiệt được sử dụng rộng rãi nhất trong tất cả các ngành công nghiệp, ước tính có
tới 60% số thiết bị trao đổi nhiệt hiện nay trên thế giới là thiết bị trao đổi nhiệt dạng
ống chùm. Thiết bị trao đổi nhiệt dạng ống chùm có khoảng áp dụng rất rộng, gần
như ở mọi công suất, trong mọi điều kiện hoạt động từ chân không đến siêu cao áp,
từ nhiệt độ rất thấp đến nhiệt độ rất cao và cho tất cả các dạng lưu thể ở nhiệt độ, áp
suất khác nhau ở phía trong và ngoài ống. Vật liệu để chế tạo thiết bị trao đổi nhiệt
ống chùm chỉ phụ thuộc vào điều kiện hoạt động, vì vậy cho phép thiết kế để đáp
ứng được các yêu cầu khác như độ rung, khả năng sử dụng cho các lưu thể có
những tính chất đóng cặn, chất có độ nhớt cao, có tính xâm thực, tính ăn mòn, tính
độc hại và hỗn hợp nhiều thành phần. Thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm có thể được
chế tạo từ vật liệu là các loại kim loại, hợp kim cho tới các vật liệu phi kim với bề
mặt truyền nhiệt từ 0,1m2 đến 100.000m2. Tuy nhiên, thiết bị trao đổi nhiệt dạng
ống chùm có một nhược điểm là bề mặt trao đổi nhiệt tính trên một đơn vị thể tích
của thiết bị thấp so với các dạng thiết bị trao đổi nhiệt kiểu mới, vì vậy, cùng một bề
mặt trao đổi nhiệt như nhau, thiết bị trao đổi nhiệt kiểu ống chùm thường có kích
thước lớn hơn nhiều.
Thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm bao gồm: chùm ống lắp vào vỉ ống được
bọc ngoài bằng vỏ hình trụ, hai đầu có nắp đậy. Trong thiết bị có hai không gian
riêng biệt: một không gian gồm khoảng trống bên trong vỏ không bị chiếm chỗ (gọi
là khoảng không gian giữa các ống), và không gian gồm các phần rỗng ở trong các
ống và hai không gian giới hạn giữa vỉ ống với nắp(gọi là không gian trong
ống).Trong mỗi không gian như vậy có một lưu thể chuyển động,chúng trao đổi
nhiệt với nhau qua thành của các ống truyền nhiệt.
Hình 1.5. Thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm vỉ ống cố định
1- nắp; 2- vỉ ống; 3- ống truyền nhiệt; 4,10- cửa thông với không gian giữa các
ống; 5- giá; 6- vỏ; 7- nắp; 8,11- cửa thông với không gian trong ống;9- vóng đệm bịt kín
Thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm được chia thành nhiều dạng khác nhau. Có
nhiều phương pháp để phân chia như căn cứ vào kiểu dáng cấu tạo, dòng chảy trong
khoang đầu hoặc căn cứ vào cấu tạo, kiểu phân bố dòng chảy trong vỏ. Nhưng cách
phân loại phổ biến nhất là phân loại dựa vào cấu tạo của 3 phần: phần đầu,thân ,
phần sau theo tiêu chuẩn TEMA. Cách phân loại này chúng ta sẽ tìm hiểu kĩ hơn ở
chương sau. Mặc dù có rất nhiều dạng khác nhau nhưng các bộ phận chính của thiết
bị trao đổi nhiệt lại có rất ít khác biệt. Các bộ phận chính của thiết bị trao đổi nhiệt
kiểu ống chùm được mô tả trong các mục sau:
Hình 1.6. Thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm vỉ ống di động
a) Vỏ
Vỏ thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm đơn giản chỉ là bộ phận chứa lưu chất
phía ngoài ống trao đổi nhiệt. Vot thiết bị có tiết diện tròn được chế tạo từ thép
carbon hoặc thép hợp kim.
b) Phần đầu và phần sau
Phần đầu và phân sau được phân chia thành nhiều loại khác nhau trong tiêu
chuẩn TEMA.Cả 2 phần được nối với thân bằng phương pháp hàn hoặc sử dụng
bích. Phần đầu để lưu thể trong ống đi vào thiết bị và có thể chia ngăn đối với thiết
bị chia lối lưu thể trong ống.
c) Ống trao đổi nhiệt
Ống trao đổi nhiệt là thành phần cơ bản của thiết bị trao đổi nhiệt kiểu ống
chùm, bề mặt của ống trao đổi nhiệt chính là bề mặt truyền nhiệt giữa lưu thể chảy
bên trong ống và bên ngoài ống. Các ống trao đổi nhiệt được gắn vào vỉ ống bằng
phương pháp hàn hoặc nong ống. Ống trao đổi nhiệt thường được làm bằng thép
carbon, đồng hoặc thép hợp kim, trong một số trường hợp đặc biệt có thể được làm
từ hợp kim Niken, titanium hoặc hợp kim nhôm.
d) Vỉ ống
Vỉ ống dùng để định vị cố định các ống trao đổi nhiệt. Vỉ ống thường là một
tấm kim loại phẳng hình tròn, được khoan lỗ để cố định ống, lắp thanh đỡ vách
ngăn. Trong quá trình gia công, cần phải đảm bảo mối nối giữa ống và vỉ ống kín,
tránh rò rỉ. Vỉ ông có thể được kẹp vào bích hoặc làm vỉ ống liền bích hàn thẳng vào
thân đối với trường hợp vỉ ống cố định. Còn đối với vỉ ống di động thì sử dụng bích
hai nửa để kẹp vỉ ống. Vỉ ống di động được sử dụng khi chênh lệch nhiệt độ giữa 2
lưu thể lớn, tránh sự giãn nở không đều của thân vỏ với ống.
e) Vách ngăn
Vách ngăn được sử dụng với hai chức năng chính. Chức năng quan trọng
nhất là tạo thành cơ cấu để định vị ống trao đổi nhiệt khi lắp đặt cũng như vận hành
và giữ cho bó ống không bị rung động do sự chuyển động của lưu thể. Ngoài ra,
vách ngăn còn định hướng chuyển động lưu thể phía ngoài ống chuyển động qua lại
theo phương vuông góc với chùm ống làm tăng vận tốc của lưu thể và hệ số truyền
nhiệt của thiết bị. Các vách ngăn là các tấm hình tròn được đục lỗ giống vỉ ống và
cắt đi một phần. Vị trí vách ngăn và phần cắt cần được tính toán để thiết bị đạt hiệu
quả nhất, cân bằng giữa hệ số trao đổi nhiệt và tổn thất áp suất.
f) Tấm chia ngăn
Tấm chia ngăn được sử dụng đối với các thiết bị bố trí lưu thể trong ống từ 2
lối trở lên. Tấm chia ngăn cần được bố trí sao cho đảm bảo số lượng ống mỗi ngăn
xấp xỉ nhau để giảm thiểu chênh áp giữa các ngăn.
1.2.6 Thiết bị trao đổi nhiệt hai vỏ
Khi đun nóng hoặc làm lạnh các thiết bị phản ứng, đặc biệt là những thiết bị
bên trong không đặt được ống xoắn, ta thường truyền nhiệt gián tiếp qua vỏ thiết bị.
Một trong những thiết bị loại này là thiết bị vỏ bọc ngoài. Nguyên tắc cấu tạo chung
của thiết bị trao đổi nhiệt hai vỏ là: gồm có vỏ trong và vỏ ngoài lắp ghép với nhau
tạo thành một không gian giữa hai vỏ và không gian ở trong vỏ trong; trong mỗi
không gian như vậy có một chất tải nhiệt. Quá trình trao đổi nhiệt được thực hiện
qua bề mặt của vỏ trong bị bao bởi vỏ ngoài. Phần lớn các thiết bị hai vỏ dùng hơi
nước nóng ngưng tự ở không gian giữa hai vỏ để cấp nhiệt cho dung dịch ở trong vỏ
trong. Cũng có thể cho nước lạnh hoặc dung dịch tải lạnh đi qua không gian giữa
hai vỏ để làm lạnh dung dịch ở trong vỏ trong. Để tăng cường quá trình trao đổi
nhiệt, ta có thểlắp cánh khuấy cho dung dịch ở trong vỏ trong. Quá trình làm việc
của thiết bị hai vỏ có thể là liên tục hoặc gián đoạn.
Hình 1.7 thể hiện cấu tạo của thiết bị hai vỏ. Vỏ trong 4 và vỏ ngoài 7 được
hàn liền với nhau. Hơi nước nóng đi vào cửa 5, nước ngưng theo cửa 9 đi đến van
tháo nước ngưng. Cửa 11 để lắp áp kế quan sát áp lực hơi nước đang ngưng tụ ở
không gian giữa hai vỏ. Ngoài ra còn có cửa xả khí không ngưng lắp gần ở cửa 11.
Vỏ trong 4 có nắp 3 tháo rời được để cọ rửa bề mặt truyền nhiệt khi cần thiết. Thiết
bị này làm việ gián đoạn. Nguyên liệu được nạp vào qua cửa 1, sản phầm được tháo
ra qua cửa 10. Hơi thứ bốc lên được bơm chân không hút qua cửa 12. Áp suất chân
không được quan sát bằng chân không kế lắp ở cửa 2. Bơm chân không có thể là
loại tuye, pittông, chân không vòng nước. Muốn quan sát quá trình sôi ở trong vỏ
trong ta làm cao phần cổ của vỏ 4 rồi lắp kính vào. Để tháo sản phẩm được nhanh ta
có thể lắp thêm đường ống dẫn hơi nước có áp lực vào qua vỏ 4.Thiết bị loại này
được dung nhiều trong cô đặc.
Ưu điểm: Chế tạo đơn giản, dễ vận hành và bảo dưỡng, sửa chữa.
Nhược điểm: Hệ số truyền nhiệt không cao, thiết bị cồng kềnh.
1.2.7 Thiết bị trao đổi nhiệt kiểu tấm
Đây cũng là thiết bị trao đổi nhiệt qua bề mặt truyền nhiệt. Nguyên lý cấu tạo
và hoạt động của loại này được thể hiện ởHình 1.8. Ta thấy các tấm truyền nhiệt
được lắp song song với nhau. Không gian giữa hai tấm truyền nhiệt liên tiếp bị bao
bởi vòng đệm kín chính là không gian cho các lưu thể chảy và chúng truyền nhiệt
cho nhau qua tấm truyền nhiệt. Lưu thể thứ nhất chảy trong các không gian xen kẽ
với lưu thể thứ hai.Các tấm truyền nhiệt được chế tạo từ các tấm thép không gỉ theo
phương pháp dập tạo hình sóng nhằm tăng cường bề mặt truyền nhiệt, tăng cứng và
đặc biệt tăng hệ số truyền nhiệt. Bốn góc của tấm truyền nhiệt có đột bốn lỗ để khi
ghép lại sẽ tạo thành ống dẫn cho các lưu thể theo cặp, với lối vào và ra là trên -
dưới hoặc ngược lại.
Các chỗ khuyết ở hai đầu trên và dưới của tấm truyền nhiệt là nơi gá lắp với
ống vít ép. Trên mỗi tấm truyền nhiệt còn được tạo rãnh cho đệm kín. Rãnh có dạng
hình bình hành hoặc tương tự hình thang. Trước khi lắp ráp, các vòng đệm kín được
dán vào rãnh, của mỗi tấm bằng keo phù hợp với nhiệt độ, áp suất và tính chất của
lưu thể. Vòng đệm kín phải ngược nhau ở hai mặt của tấm truyền nhiệt, tương ứng
với không gian chuyển động của từng lưu thể. Vật liệu chế tạo vòng đệm có thể là
cao su.Sau khi lắp ráp các tấm được siết chặt.
Ưu điểm: Có hệ số truyền nhiệt lớn. Cấu tạo nhỏ gọn, chế độ nhiệt ổn định
khi làm việc.Có thể tăng thêm hay giảm bớt bề mặt truyền nhiệt bằng cách lắp thêm
hoặc giảm bớt số tấm truyền nhiệt một cách nhanh chóng và dễ dàng.Dễ tháo, lắp
khi làm vệ sinh bề mặt truyền nhiệt bằng phương pháp cơ học.
Nhược điểm của thiết bị trao đổi nhiệt tấm bản là không chịu được áp suất
cao, khó ghép kín nên loại này chủ yếu được dung cho trao đổi nhiệt ở áp suất
thường.
Thiết bị trao đổi nhiệt tấm bản được sử dụng nhiều trong các dây chuyền
công nghệ sản xuất bia, nước giải khát, điều hòa không khí, chế biến thủy sản, chế
biến thịt.
Qua các thiết bị điển hình được trình bày ở trên, thiết bị trao đổi nhiệt ống
chùm có nhiều ưu điểm và được ứng dụng rộng rãi nhất. Do đó trong đồ án này tập
trung nghiên cứu về loại thiết bị này.
1.3 Các phương pháp tính toán thiết bị trao đổi nhiệt gián tiếp
1.3.1 Tính toán theo hiệu số nhiệt độ trung bình logarit ∆Ttb
Phương trình tổng quát biểu thị lượng nhiệt truyền qua một bề mặt: [6,387]
Q = K.F.∆Ttb (1.1)
Trong đó:
Q : Lượng nhiệt trao đổi trong một đơn vị thời gian, W
K : Hệ số truyền nhiệt tổng thể, W/m2˚C
F:Bề mặt rao đổi nhiệt, m2
∆Ttb: Hiệu số nhiệt độ trung bình, ˚C.
Do đó, diện tích bề mặt trao đổi nhiệt:
Q
F= (1.2)
K .DTtb
Hiệu số nhiệt độ
đ trung bình
b logariit đối với trường hợ
ợp lưu thể xuôi hoặcc
nggược chiềuu được tínhh như sau: [6,391]
t1 t2
T (1.3)
tb t
ln 1
t2
Hình 1.9.
1 Đồ thị nhiệt
n a 2 dòng xuôi chiều và ngược chiềều
độ của
Đối với
v trường hợp lưu thhể chảy chééo dòng thhì cần phải nhân thêm
m với hệ sốố
hiiệu chỉnh ε. Vấn đề n
ε này sẽ đượ
ợc trình bày kĩ trong chương 3
3.
1..3.2 Tính
h toán theeo NTU
b trao đổi nhiệt đượcc xác định như sau: [66,399]
Hiệu suất thiết bị
Q
(1.4)
Q max
Trongg đó:
Q : Nhiệttlưu thể nónng truyền cho
c lưu thểể lạnh tronng thiết bị ở điều kiệnn
thực thế.
Qmax : Nhhiệt cực đạại mà lưu th
hể nóng cóó thể truyềền cho lưu thể lạnh ở
điều kiệnn lý tưởng. Điều kiện
n lý tưởng ở đây là đđiều kiện các
c lưu thểể
SV
V : Hoàng Anh Dũngg – Máy hóóa K56 144
Đồ án tốt nghiệp GVHD: TS. Vũ Đình Tiến
chuyển động ngược chiều và diện tích bề mặt trao đổi nhiệt vô cùng
lớn, F → ∞.
Giá trị Q có thể được tính từ phương trình cân bằng nhiệt: [6,400]
Q = G1.Cp1.(t1 – t1’) = G2.Cp2.(t2’ – t2) (1.5)
Trong đó:
Q : Nhiệt lưu thể nóng truyền cho lưu thể lạnh,W
G1,G2 : Lưu lượng của lưu thể nóng và lạnh, kg/s
Cp1,Cp2 : Nhiệt dung riêng của lưu thể nóng và lạnh, J/kg.K
t1,t1’ : Nhiệt độ vào, ra của lưu thể nóng, K
t2,t2’ : Nhiệt độ vào,ra của lưu thểlạnh, K
Nếu đặt C = G.Cp, W/K, thì phương trình cân bằng nhiệt:
Q C1.(t1 t1 ) C2 .(t2 t 2 )
(1.6)
C1.t1 = C2 .t 2
Khi đó hiệu suất của thiết bị trao đổi nhiệt được tính như sau:
Q K.F.Ttb Ttb
NTU (1.7)
Q max C min .(t1 t 2 ) t1 t 2
K.F
Với NTU gọi là số đơn vị truyền nhiệt (Number of transfer unit)
C min
Người ta đã chứng minh được rằng hiệu suất thiết bị trao đổi nhiệt chỉ phụ
C min
thuộc vào NTU và tỷ số C = . Tùy theo sơ đồ chuyển động của lưu thể mà ta
C max
- Hai lưu thể trong thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm với 1,2,4,..lối:
1
1 exp NTU 1 C 2
2 1 C 1 C 2
(1.10)
1 exp NTU 1 C 2
1 exp C1 1 exp C.NTU (1.13)
Một số đồ thị thể hiện hiệu suất của các dạng thiết bị trao đổi nhiệt:
Hình 1.10. Đồ thị hiệu suất của thiết bị trao đổi nhiệt với 2 lưu thể song song
a) cùng chiều; b) ngược chiều
Hình 1.11. Đồ thị hiệu suất của thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm với 2,4,6...lối
Hình 1.12. Đồ thị hiệu suất của thiết bị trao đổi nhiệt với 2 lưu thể chéo dòng
a) 2 lưu thể không xáo trộn; b) 1 lưu thể bị xáo trộn
1.3.3 Ví dụ
1.3.3.1 Bài toán
Mộ thiết bị trao đổi nhiệt dạng ống lồng ống.Nước chảy trong ống với lưu
lượng G2 = 1,2kg/s, nhiệt độ nước vào t’2 = 200C, nhiệt độ nước ra t’’2 = 800C.Nhiệt
dung riêng của nước Cp2 = 4,18 kJ/kgoC. Phần vỏ bọc bên ngoài, nước khoáng chảy
ngược chiều với lưu lượng G1 = 2kg/s, nhiệt độ nước vào thiết bị t’1= 1600C, nhiệt
dung riêng của nước khoáng Cp1 = 4,31 kJ/kgoC. Ống trong có đướng kính D= 1,5
cm và tương đối mỏng, hệ số truyền nhiệt K = 640 W/ m2oC.Xác định diện tích
truyền nhiệt của thiết bị. [6,409]
1.3.3.2 Sử dụng phương pháp hiệu số nhiệt độ trung bình
Giả thiết rằng thiết bị trao đổi nhiệt được cách nhiệt rất tốt để toàn bộ nhiệt
lượng chất lỏng nóng nhả ra sẽ được chất lỏng lạnh hấp thụ toàn bộ.
Nhiệt độ ra t’’1 của chất lỏng nóng được xác định từ phương trình cân bằng
nhiệt:
Q G 2 Cp2 (t2 t 2 ) 1, 2.4,18.(80 20)
301kW G1Cp1 (t1 t1 )
Do đó:
Q 301
t 2 t1 160 125,1o C
G1C p1 2.4,31
Đây là giá trị cực đại theo lí thuyết mà thiết bị có thể truyền, thực tế thiết bị
truyền là:
Q 2 G 2 C p 2 (t 2 t 2 ) 1, 2.4,18.(80 20) 310kW
Biết giá trị ɛ, giá trị NTU của thiết bị trao đổi nhiệt song song ngược chiều có
thể xác định từCT(1.9) hoặc tìm từ đồ thị đã biết ɛ và C (đồ thị hình 1.8):
1 1 1 0, 428 1
NTU ln ln 0,651
C 1 C 1 0,583 1 0, 428.0,583 1
Giá trị NTU đã biết sẽ xác định được diện tích truyền nhiệt F:
NTU.Cmin 0,651.5020
F 5,11m2
k 640
1.3.3.4 Nhận xét
Kết quả của hai phương pháp tính trong trường hợp này bằng nhau. Trong
nhiều trường hợp có thể có sai khác nhưng không nhiều. Phương pháp tính theo
hiệu số nhiệt độ trung bình logarit sử dụng thuận tiện khi biết nhiệt độ vào và ra của
chất lỏng (hoặc biết 3 giá trị nhiệt độ còn giá trị thứ 4 sẽ được xác định từ phương
trình cân bằng nhiệt ), do vậy khi thiết kế mới thiết bị trao đổi nhiệt phương pháp
này có nhiều ưu điểm. Trong một số trường hợp ngược lại là chúng ta đã có sẵn một
thiết bị trao đổi nhiệt, biết nhiệt độ vào của các chất lỏng, diện tích bề mặt trao đổi
nhiệt và hệ số truyền nhiệt k, điều ta cần là nhiệt độ ra của chất lỏng và dòng nhiệt
Q thì phương pháp hiệu số nhiệt độ trung bình logarit vẫn có thể áp dụng cho bài
toán ngược này nhưng phải lặp đi lặp lại nhiều lần để chọn được giá trị phù hợp. Và
để giải quyết được bài toán đó đơn giản và thuận tiện hơn thì phương pháp tính toán
theo hiệu suất ε- NTU được xây dựng.
Hình 2.1. Ký hiệu các phần của thiết bị theo chuẩn TEMA
Ngoài ra TEMA cũng xếp các thiết bị thành 3 nhóm chính B,C và R:
- Nhóm R: là nhóm thiết bị thường được sử dụng trong ngành công nghiệp
dầu khí với kích thước thiết bị lớn, năng suất lớn, môi trường làm việc khắc nhiệt.
Do đó tiêu chuẩn và yêu cầu về độ bền cao nên giá thành cũng đắt.
- Nhóm C: là nhóm thiết bị sử dụng nhiều và phổ biến trong các ngành công
nghiệp nói chung.
- Nhóm B: là nhóm sử dụng trong ngành công nghiệp hóa chất. Do đó có
nhiều tiêu chuẩn khắt khe hơn nhóm C nhưng chưa bằng nhóm R.
Khí tính toán, thiết kế thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm, chúng ta có thể tham
khảo theo các tiêu chuẩn TEMA đưa ra. Một số tiêu chuẩn được đưa ra trong
TEMA:
2.1.1 Thân vỏ
TEMA đưa ra bề dầy tối thiểu cho thân thiết bị:
Bảng 2.1.Bề dầy tối thiểu của thân thiết bị loại R theo TEMA
Bảng 2.2. Bề dầy tối thiểu của thân thiết bị loại C - B theo TEMA
Hình 2.3.Các kiểu liên kết bích 2 nửa của phần sau S
Phần sau tự do P có thể sử dụng với lưu thể có nhiệt độ cao nhất 316oC
(600oF) và áp suất 2068kPa (300PSI) với liên kết sau:
Phần sau W sử dụng cho lưu thể có nhiệt độ nhỏ hơn 191oC (375oF) và giới
hạn áp suất như sau:
Bảng 2.3. Áp suất tối đa cho phép của phần sau W
Đường kính trong thiết bị, in(mm) Áp suất tối đa, PSI (kPA)
6 – 24 (152 - 610) 300 (2068)
25 – 42 (635 - 1067) 150 (1034)
43 – 60 (1092 - 1524) 75 (517)
61 – 100 (1549 - 2540) 50 (345)
2.1.3 Ống
Ống trao đổi nhiệt được thường chọn theo kích thước tiêu chuẩn theo bề dầy
BWG (phụ lục 2) và chiều dài 8ft(2438mm), 10ft(3048), 12ft(3658), 16ft(4877),
20ft(6096mm),…
2.1.4 Vỉ ống
Bề dầy tối thiểu của vỉ ống:
Bảng 2.4. Bề dầy tối thiểu của vỉ ống
Bề dầy tối thiểu của vách ngăn phụ thuộc vào khoảng cách vách ngăn:
Bảng 2.6. Bề dầy tối thiểu vách ngăn của thiết bị loại R
Bề dầy, in (mm)
Đường kính thân, in 24 - 36 36 - 48 48-60
< 24 > 60
(mm) (610 - (914 - (1219-
(610) (1524)
914) 1219) 1524)
1/8 3/16 1/4 3/8 3/8
6 – 14 (152 - 356)
(3,2) (4,8) (6,4) (9,5) (9,5)
3/16 1/4 3/8 3/8 1/2
15 – 28 (381 - 711)
(4,8) (6,4) (9,5) (9,5) (12,7)
1/4 5/16 3/8 1/2 5/8
29 – 38 (737 - 965)
(6,4) (7,5) (9,5) (12,7) (15,9)
1/4 3/8 1/2 5/8 5/8
39 – 60 (991 - 1524)
(6,4) (9,5) (12,7) (15,9) (15,9)
3/8 1/2 5/8 3/4 3/4
61 – 100 (1549 - 2540)
(9,2) (12,7) (15,9) (19,1) (19,1)
Bảng 2.7. Bề dầy tối thiểu vách ngăn của thiết bị loại C - B
Bề dầy, in (mm)
12 - 24 36 - 48 48-60
Đường kính thân, in (mm) < 12 > 60
(305 - (914 - (1219-
(305) (1524)
610) 1219) 1524)
1/16 1/8 3/16 3/8 3/8
6 – 14 (152 - 356)
(1,6) (3,2) (4,8) (9,5) (9,5)
1/8 3/16 1/4 3/8 1/2
15 – 28 (381 - 711)
(3,2) (4,8) (6,4) (9,5) (12,7)
3/16 1/4 5/16 1/2 5/8
29 – 38 (737 - 965)
(4,8) (6,4) (7,5) (12,7) (15,9)
Bảng 2.9. Kích thước tối thiểu thanh giữ vách ngăn của thiết bị loại C -B
Bề dầy, in(mm)
Đường kính thân, in(mm)
Thép carbon Thép hợp kim
< 24 (610) 3/8 (9,5) 1/4 (6,4)
24 – 60 (610 - 1524) 1/2 (12,7) 3/8 (9,5)
61 – 100 (1549 - 2540) 5/8 (15,9) 1/2 (12,7)
- Không chỉ tối ưu về quá trình trao đổi nhiệt, phần mềm còn tích hợp tối
ưu về mặt cơ khí. Phần mềm đưa ra được bản vẽ sơ bộ về cấu tạo và các thông số
chính của thiết bị và tính toán ứng suất, độ bền cơ khí của các bộ phận theo các
tiêu chuẩn quốc tế như ASME/ANSI, từ đó có thể giảm độ dày các chi tiết để
giảm giá thành nhưng vẫn đảm bảo sự ổn định của thiết bị.
2.2.2 PVelite
PVelite là một phần mềm dành cho các nhà kỹ sư, thiết kế, dự toán, chế
tạo với các giải pháp thiết kế bồn áp lực và thiết bị trao đổi nhiệt. Phần mềm đưa
ra được phân tích tính toán về mặt cơ khí của các loại thiết bị trụ tháp, bình chịu
áp, thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm. Bao gồm tính toán khả năng chịu áp, bề dầy,
phân tích ứng suất của các loại thiết bị. Và phần mềm luôn tuân theo các tiêu
chuẩn phổ biến trên thế giới hiện nay như ASME, PD5500,UBC, API-579,
TEMA,…Chúng ta có thể sử dụng phần mềm để kiểm tra bền thiết bị trao đổi
nhiệt về mặt cơ khí như: khả năng chịu áp và nhiệt độ của thiết bị; kiểm tra bền
thân vỏ, vỉ ống, ống ra,vào thiết bị; vỉ ống; chân đế; các bích; …
B4
Tính toán cân bằng nhiệt
TínhB6
hiệu số nhiệt độ trung bình Thỏa mãn
Giả
B7sử hệ số truyền nhiệt K' Không thỏa mãn
B12
- Phần đầu A: là phần đầu được sử dụng phổ biến nhất, có nắp bích mù có
thể tháo rời để vệ sinh dễ dàng.
- Phần đầu B: là phần đầu được hàn kín. Loại này đơn giản, dễ chế tạo, kín
và rẻ hơn do không có mặt bích. Nhưng khótháo rời để vệ sinh và sửa chữa hơn
phần đầu A.
- Phần đầu C: có nắp bích mù giống đầu A nhưng vỉ ống hàn liền với phần
đầu. Có ưu điểm là rẻ và kín nhưng khó vệ sinh ngoài ống.
- Phần đầu N: giống phần đầu C nhưng cả thân thiết bị và vỉ ống được hàn
liền. Ưu điểm là kín, rẻ nhưng không thể tháo lắp để vệ sinh, sửa chữa nên ít
được sử dụng.
- Phần đầu D: bề dày lớn và được hàn kín, dùng trong trường hợp áp suất
cao. Nhược điểm là chỉ sử dụng cho các lưu thể sạch vì vệ sinh khó khăn.
3.2.2.2 Phần thân thiết bị
Phần thân vỏ được ký hiệu bởi: E,F,G,H,J,K,X
- Thân vỏ E: là loại vỏ đơn giản nhất và phổ biến nhất, lưu thể đi vào một
đầu và đi ra ở đầu còn lại.
- Thân vỏ F: được chia làm 2 khoang do có tấm chắn dọc theo chiều dài
vỏ. Dòng lưu thể đi vào một đầu, chạy dọc theo tấm chắn rồi đổi chiều đi vào
khoang thứ hai và đi ra ở cùng phía đầu lưu thể đi vào. Đường đi của lưu thể
được tăng lên gấp đôi.Nhưng tổn thất áp suất gấp 8 lần thân E. Thân vỏ này dùng
trong trường hợp nhiệt độ ra của lưu thể lạnh cao hơn nhiệt độ ra của lưu thể
nóng. Phần thân này tương đương với 2 thân E nối tiếp nhau.
- Thân vỏ G: cũng được chia làm 2 khoang và dòng lưu thể đi vào và ra ở
giữa vỏ. Sau khi đi vào lưu thể được chia làm hai phần: một phần đi về trái, một
phần đi về phía phải. Sau khi đi qua 2 khoang thì 2 dòng lưu thể được gộp lại và
đi ra ngoài. Thân này được sử dụng để giảm tổn thất áp suất của lưu thể ngoài
ống.
- Thân vỏ H: thân vỏ loại này được chia làm hai dòng vào và hai dòng ra,
thân cũng được chi làm 2 khoang. Loại thân này được thiết kế như 2 thiết bị làm
việc nối tiếp.
- Thân vỏ K: Thường dùng cho các lưu thể có sự thay đổi pha. Dòng vật
chất được đi vào và gia nhiệt cho bay hơi một phần.Phần hơi được đi ra phía trên.
- Thân vỏ X: lưu thể đi vào và ra ở giữa thân vỏ. Hai lưu thể chuyển động
chéo dòng.
3.2.2.3 Phần sau thiết bị
Phần sau thiết bị được ký hiệu bởi: L, M, N, P, S, T, U, W.
Ký hiệu
Chủng loại Ưu điểm Nhược điểm
TEMA
2 đầu cố Phần - Cho diện tích trao đổi - Không làm sạch bằng
định đầu: nhiệt lớn nhất với cùng phương pháp cơ học được
- Chất nào có áp suất lớn nên bố trí đi trong ống, chất có áp suất thấp đi
ngoài ống vì ống chịu áp suất tốt hơn vỏ bọc, đồng thời để tránh phải tăng chiều
dày vỏ thiết bị gây khó khăn trong việc chế tạo và giá thành cao.
- Với thiết bị trao đổi nhiệt nhằm mục đích đốt nóng một lưu thể nào đó,
nên bố trí lưu thể có nhiệt độ cao đi trong ống để giảm tổn thất nhiệt ra môi
trường. Ngược lại, với thiết bị nhằm tỏa nhiệt, nên bố trí lưu thể có nhiệt độ cao
đi bên ngoài ống để tự nó tỏa nhiệt một phần ra môi trường xung quanh qua vỏ
thiết bị.
- Với thiết bị ngưng tụ cũng giống như thiết bị làm lạnh thì hơi ngưng tụ
đi ngoài ống, rất ít khi bố trí đi trong ống.
- Thông thường, bố trí lưu thể nhớt phía ngoài ống sẽ làm tăng hệ số
truyền nhiệt K so với bố trí trong ống.Nhưng cần đảm bảo dòng chảy ngoài ống ở
chế độ chảy xoáy, nếu không thì bố trí lưu thể đi trong ống. Hơn nữa bố trí trong
ống sẽ giảm được tổn thất áp suất.
3.2.4.2 Bố trí chiều của lưu thể
Hệ số truyền nhiệt của hai lưu thể chuyển động song song ngược chiều lớn
hơn so với cùng chiều nên khi bố trí, ta ưu tiên chọn trường hợp hai lưu thể
chuyển động ngược chiều nhiều hơn. Chiều của lưu thể còn phụ thuộc vào cấu
tạo và kiểu thiết bị ta lựa chọn. Thông thường chiều chuyển động của các lưu thể
trong các thiết bị theo tiêu chuẩn TEMA là chéo dòng.
3.2.4.3 Vận tốc của lưu thể
Thông thường quá trình trao đổi nhiệt giữa chất lỏng và bề mặt truyền
nhiệt của thiết bị trao đổi nhiệt là trao đổi nhiệt đối lưu cưỡng bức. Để tận dụng
khả năng trao đổi nhiệt của thiết bị nên chọn tốc độ dòng chảy hợp lý. Nếu vận
tốc lưu thể lớn thì sẽ tăng khả năng trao đổi nhiệt, tăng hệ số truyền nhiệt K
nhưng khi đó,tổn thất áp lực cho bơm cũng lớn nên tốn nhiều năng lượng, vận
hành không kinh tế. Do đó phải chọn được tốc độ hợp lý để thỏa mãn được các
yêu cầu của bài toán, cả về mặt thiết kế lẫn vận hành. Theo kinh nghiệm thực tế
nên chọn vận tốc nằm trong khoảng hợp lý trongBảng 3.3.
Bảng 3.3. Khoảng giá trị vận tốc hợp lý của một số lưu thể [1,9]
Trong đó:
: Nhiệt lượng trao đổi của thiết bị trao đổi nhiệt, W
Q
: Nhiệt lượng do lưu thể nóng tỏa ra, W
Q 1
G
Q C (t t ) (3.3)
2 2 p2 2 2
Trong đó:
,G
G : Lưu lượng của lưu thể nóng và lạnh, kg/s
1 2
Cp1, Cp2 : Nhiệt dung riêng của lưu thể nóng và lạnh,J/kg.K
t1 , t1 : Nhiệt độ vào, ra của lưu thể nóng, K
t 2 , t2 : Nhiệt độ vào, ra của lưu thể lạnh, K
Khi lưu thể có sự chuyển pha (sôi hoặc ngưng tụ), ta có:[1,28]
G
Q (i i ) (3.5)
1 1 1 1
G (i i )
Q (3.6)
2 2 2 2
i 2 , i2 : Entanpi của lưu thể lạnh vào, ra thiết bị, J/kg
Nếu bỏ qua tổn thất nhiệt ra môi trường xung quanh thì nhiệt lượng do lưu
thể nóng tỏa ra bằng nhiệt lượng do lưu thể lạnh nhận vào:
Q G 1C p1 (t 1 t1 ) G 2 C p 2 (t 2 t2 ) (3.8)
t 2 ' t 2
S (3.14)
t1 t 2
Đối với mỗi trường hợp chuyển động phức tạp khác nhau của hai lưu thể,
quan hệ ε = f(R,S) là khác nhau và được được tính bằng công thức hoặc tracác đồ
thị đã được xây dựngsẵn có kèm theo sơ đồ chuyển động của lưu thể. Tính được
R,S và chọn sơ đồ chuyển động của hai lưu thể tương ứng với thiết bị thiết kế sẽ
tra được giá trị ε.Các đồ thị và sơ đồ chuyển động được trình bày ở phụ lục (1).
Ví dụ đối với thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm 2 lối, hệ số hiệu chỉnh ε có
thể được tính theo công thức Kern(1950): [2,656]
(1 S)
(R 2 1) ln
(1 RS) (3.15)
2 S R 1 (R 2 1)
(R 1) ln
2 S R 1 (R 1)
2
Hình 3.5.Đồ thị mối quan hệ ε = f(R,S) đối với 1 vỏ từ 2 lối trở lên[2,657]
Trong đó:
t1 : Nhiệt độ lưu thể nóng vào thiết bị,oC
Trong đó:
K : Hệ số truyền nhiệt của thiết bị, W/m2˚C
2
ng : Hệ số cấp nhiệt nhiệt đối lưu ngoài ống, W/m ˚C
thểngưng tụ)
Ngưng tụ chân không Nước 200-500
Hơi
Hơi nước Dung dịch nước 1000-1500
Hơi nước Dung dich hữu cơ nhẹ 900-1200
Dung dịch hữu cơ nặng 600-900
Bảng 3.5. Hệ số cấp nhiệt đối lưu của một số lưu thể
3.2.10 Bước 9: Chọn loại ống, kích thước và cách sắp xếp ống
3.2.10.1 Kích thước ống
Các ống sản xuất trên thị trường rất phong phú về chủng loại nhưng tất cả
đều tuân theo những quy cách và tiêu chuẩn chung.Đường kính ống thường được
chọn trong dải từ 16mm đến 50mm. Trong đó loại từ 16 đến 25mm được sử dụng
phổ biến nhất trong đa phần các thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm vì nhỏ gọn, chắc
chắn và giá thành rẻ. Loại ống lớn hơn dùng với những lưu thể bẩn, có bám cặn
vì dễ làm sạch. Để tính toán sơ bộ, thường chọn ống có đường kính ngoài ¾ in
(19,05mm)
Bề dày của ống được chọn phụ thuộc vào áp suất lưu thể trong ống và độ
ăn mòn của lưu thể.Và bề đầy ống được đánh giá thông qua số BWG
(Birmingham Wire Gauge).Chúng ta có thể chọn kích thước ống theo bề dày
BWG ở phụ lục (2) và tham khảo áp suất tối đa đối với ống thép carbon theo tiêu
chuẩn ASME ở phụ lục (3).
Chiều dài ống thường bằng 6 ft. (1.83 m), 8 ft. (2.44 m), 12 ft. (3.66 m),
16 ft. (4.88 m), 20 ft. (6.10 m), 24 ft. (7.32 m). Đối với một diện tích bề mặt
truyền nhiệt xác định, nếu sử dụng các ống dài sẽ làm giảm đường kính vỏ, do đó
chi phí sẽ thấp hơn và vỏ sẽ chịu được áp suất cao hơn. Trường hợp tối ưu nhất,
người ta chọn tỷ lệ chiều dài ống với đường kính vỏ nằm trong khoảng 5 đến 10.
Đối với trường hợp ống chữ U, ống phía ngoài sẽ dài hơn ống phía trong.
Để thiết kế được cần phải tính được chiều dài trung bình của ống. Các ống chữ U
được uốn cong từ các ống tiêu chuẩn và cắt theo chiều dài thiết kế.Bán kính uốn
cong của ống phụ thuộc vào đường kính và bề dầy của ống, thường bằng 1,5 – 3
lần đường kính ngoài của ống.
3.2.10.2 Sắp xếp ống
Trong thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm, ống thường được bố trí theo 4
kiểu: tam giác, tam giác xoay, hình vuông hoặc vuông xoay.
Trong 4 kiểu bố trí ống này, với cùng bước ống và dòng chảy thì thứ tự
giảm dần của hệ số truyền nhiệt và tổn thất áp suất là 30o,45o , 60o và 90o .Bố trí
ống theo hình vuông đem lại hệ số truyền nhiệt và tổn thất áp suất thấp nhất. Để
lựa chọn được kiểu bố trí phù hợp cần quan tâm các vấn đề sau:
- Độ chặt
- Hệ số truyền nhiệt
- Tổn thất áp suất
- Vệ sinh ngoài ống
- Sự thay đổi pha của lưu thể ngoài ống.
Bố trí ống theo tam giác với tam giác xoay bó ống chặt hơn, cho hệ số
truyền nhiệt cao hơn và vỉ ống bền hơn. Với cùng loại ống và bước ống như
nhau, bố trí theo tam giác và tam giác xoay sẽ bố trí được hơn 15% số ống so với
hình vuông và vuông xoay. Nhưng nhược điểm của cách bố trí này là khó vệ sinh
ngoài ống bằng phương pháp cơ học, thường chỉ vệ sinh bằng phương pháp hóa
học.
Bố trí ống theo hình vuông và vuông xoay thường không được bố trí trong
các thiết bị có vỉ ống cố định vì không thể vệ sinh. Trừ một số trường hợp ngưng
tụ hoạc đun sôi thì bố trí này vẫn được sử dụng để tạo không cản trở dòng hơi.
Bố trí theo 2 cách này cho hệ số truyền nhiệt và tổn thất áp suất nhỏ hơn so với
bố trí tam giác và tam giác xoay.
Bước ống (khoảng cách giữa 2 tâm ống) được khuyến nghị lấy bằng 1,25
lần đường kính ngoài, trừ một số trường hợp đặc biệt. Trong trường hợp cần làm
sạch dễ dàng thì bố trí theo dạng hình vuông với bước ống tối thiểu là 6,4 mm
(0.25 in). [2,646]
Lưu ý:Đối với thiết bị bay hơi kettle, cách sắp xếp ống theo hình vuông
hay tam giác không có ảnh hưởng nhiều tới hệ số truyền nhiệt K. Nhưng bố trí
theo hình vuông sẽ tạo thuận lợi cho sự bay hơi. Khi tính toán, thiết kế thiết bị
này nên chọn bước ống bằng 1,5 – 2 lần đường kính ngoài của ống để tránh cản
trở sự bay hơi. Và nên sử dụng ống dài có đường kính nhỏ sẽ đem lại hiệu quả
cao hơn so với ống ngắn có đường kính lớn.
3.2.10.3 Số lối
Lưu thể đi trong ống thường được bố trí chảy qua lại giữa 1 nhóm các
ống, gọi là lối để tăng quãng đường của dòng lưu thể. Số lối sẽ quyết định đến
vận tốc chảy trong ống. Các thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm thường được thiết kế
từ 1 đến 16 lối. Các lối được chia bằng cách chia ngăn phần đầu và phần sau của
thiết bị trao đổi nhiệt bằng các tấm chia.Hình 3.7thể hiện cách chia 2,4,6,8 và 10
lối lưu thể. Cón đối với số lối lớn hơn, chúng ta có thể tham khảo thêm Sauuders
(1988).
Trong đó:
Fống : Diện tích 1 ống, m2
Ltđn: Chiều dài ống tham gia trao đổi nhiệt, m
Trong đó:
N : Số ống
F : Diện tích bề mặt trao đổi nhiệt, m2
Fống : Diện tích 1 ống, m2
Diện tích mặt cắt ngang của dòng chảy trong 1 ống:
.d 2tr
Fmcn (3.23)
4
Vận tốc của dòng chảy trong ống:
Nl .G
v tr tr
(3.24)
N.Fmcn . tr
Trong đó:
v tr : Vận tốc lưu thể trong ống, m/s2
Nl: Số lối
: Lưu lượng lưu thể trong ống, kg/s
G tr
N : Số ống
Fmcn : Diện tích mặt cắt ngang của dòng chảy trong 1 ống, m2
tr : Khối lượng riêng của lưu thể trong ống, kg/m3
Ta cần kiểm tra vận tốc trong ống vtr tính được phải nằm trong khoảng
hợp lý hay không. Nếu cao quá thì cần giảm số lối và thấp quá thì tăng số lối lên
và tính lại vận tốc.
3.2.12 Bước 11: Tính đường kính vỏ
Để tính được đường kính vỏ, trước tiên ta cần tính đường kính bó ống.
Đường kính bó ống không chỉ phụ thuộc vào số ống mà còn phụ thuộc vào cách
bố trí ống và số lối. Sau khi biết số ống, chúng ta có thể vẽ sơ đồ bố trí ống rồi đo
đường kính bó ống. Hoặc đường kính bó ống được tính theo công thức:[2,648]
1
N n1
D b d ng (3.25)
K1
Trong đó:
Db: Đường kính bó ống, m
dng : Đường kính ngoài của ống, m
N : Số ống
K1, n1 : Các hệ số phụ thuộc vào bước ống và cách bố trí.
Các hệ số K1, n1 xác định theo Bảng 3.6.
Bảng 3.6.Hệ số K1 và n1 [2,649]
Đối với ống chữ U thì đường kính bó ống sẽ lớn hơn so với đường kính bó
ống tính bằng công thức (3.25) do khoảng cách giữa 2 hàng ống ở chính giữa vỉ
ống phụ thuộc vào bán kính uốn cong của ống. Nên để tính đường kính bó ống
chính xác với ống chữ U,ta cần xây dựng sơ đồ bố trí ống rồi xác định đường
kính bó ống.
Đường kính vỏ cần phải được chọn dựa vào đường kính bó ống, sao cho
đảm bảo được dòng chảy chạy xung quanh bó ống là nhỏ, nhưng thực tế nó còn
phụ thuộc vào loại thiết bị trao đổi nhiệt, khả năng chế tạo và lắp ráp.Đường kính
trong của vỏ thiết bị có thể được tính như sau:
Dtr = Db + k (3.26)
Trong đó:
Dtr: Đường kính trong của vỏ, m
Theo tiêu chuẩn BS 3274 ( British standard ) thì đường kính vỏ nằm trong
khoảng từ 150 mm (6 in) đến 1067 mm (42 in), còn trong tiêu chuẩn TEMA thì
đường kính vỏ có thể lên đến 1520 mm (60 in).
Đối với các đường kính vỏ có đường kính dưới 610 mm (24 in) thì được
chọn trong các loại vỏ tiêu chuẩn có sẵn, còn đối với đường kính vỏ trên 610 mm
(24 in) thì được cuộn từ các tấm thép.Các vỏ chịu áp suất cần được tính toán khả
năng chịu áp và lựa chọn bề dầy theo các tiêu chuẩn.
Lưu ý:Đối với thiết bị bay hơi kettle, vỏ cần được thiết kế để cung cấp đủ
không gian cho lưu thể lỏng bay hơi.Đường kính vỏ phụ thuộc vào mật độ dòng
nhiệt. Chúng ta có thể tính toán dựa vào Bảng 3.7. Và khoảng cách tối tiểu giữa
bề mặt lưu thể lỏng với vỏ thiết bị là 0,25m.
Bảng 3.7. Tỉ lệ đường kính vỏ - bó ống đối với thiết bị kettle
Phần cắt của vách ngăn được xác định bằng tỉ lệ phần trăm cắt tính theo
đường kình của vách ngăn. Phần cắt của tấm ngăn thường được sử dụng nằm
trong khoảng 15 – 45%. Nhưng theo thực tể, phần cắt 20-25% là tối ưu nhất, cho
hệ số truyền nhiệt cao, tốn thất áp suất nhỏ.
Khoảng cách giữa các vách ngănthường nằm trong khoảng 0,2 đến 1 lần
đường kính vỏ. Nếu khoảng cách nhỏ thì sẽ cho hệ số truyền nhiệt cao hơn
nhưng tổn thất áp suất lại lớn hơn. Do đó cần sắp xếp các vách ngăn hợp lý tùy
theo yêu cầu của bài toán. Khoảng cách tối ưu giữa các vách thường bằng 0,3 đến
0,5 lần đường kính vỏ thiết bị. Đối với các thiết bị ngưng tụ thì khoảng cách vách
ngăn rộng hơn, thường lấy bằng đường kính vỏ thiết bị.Hình 3.11 thể hiện dòng
chảy ngoài ống trong trường hợp phần cắt và khoảng cách các vách ngăn khác
nhau.
Hình 3.11. Dòng chảy ngoài ống qua các vách ngăn kích thước khác nhau
3.2.14 Bước 13: Tính hệ số cấp nhiệt đối lưu bên trong ống
3.2.14.1 . Lưu thể không có sự chuyển pha
Chuẩn số Reynolds:[2,663]
vd t®
Re (3.27)
Trong đó:
: Khối lượng riêng của lưu thể, kg/m3
v : Vận tốc của lưu thể, m2/s
dtđ: Đường kính tương đương (đường kính thủy lực), m
4 diÖn tÝch mÆt c¾t ngang dßng ch¶y
dt® dtr đối với ống (3.28)
chu vi −ít
: Độ nhớt động lực học của lưu thể, Ns/m2
Chuẩn số Prandtl: [2,663]
C p
Pr (3.29)
Trong đó:
Cp : Nhiệt dung riêng của lưu thể, J/kgoC
C,a,b,c : Các hệ số
Số mũ của Re thường được lấy là 0,8. Với chuẩn số Pr thì số mũ được lấy
từ 0,3 (làm lạnh) đến 0,4 (làm nóng). Còn số mũ của tỉ lệ độ nhớt là 0,14
theoSieder và Tate (1936). Công thức sau thường được sử dụng:[2,663]
0,14
Nu C Re 0,8
Pr 0,33
(3.32)
t
Trong đó:
C = 0,021 với dòng khí
C = 0,023 với dòng lỏng không nhớt
C = 0,027 với dòng lỏng nhớt
Đối với dòng chảy xoáy Re > 10000 chúng ta sử dụng công thức
Butterworth (1977): [2,663]
Nu St.Re.Pr (3.33)
Trong đó:
St : chuẩn số Stanton, tính theo công thức:
St E Re 0,205 Pr 0,505 (3.34)
Với E = 0,0225 exp(- 0,0225 (ln Pr)2 )
Đối với dòng chảy tầng Re < 2000, chuẩn số Nusselt được tính theo công
thức: [2,664]
0,14
0,33
d t®
Nu 1,86(Re Pr) 0,33
L (3.35)
t
Trong đó:
L : Chiều dài của ống, m
Lưu ý:
Nếu chuẩn số Nusselt được tính bới công thức (3.31) nhỏ hơn 3,5
thì chuẩn số Nusselt được lấy lên 3,5. Đối với dòng chảy tầng,
chiều dài ống có ảnh hưởng rõ rệt đến khả năng truyền nhiệt trong
trường hợp tỉ lệ chiều dài ống với đường kính ống nhỏ hơn 500.
Đối với dòng chảy quá độ (2000 < Re < 10000) rất khó để xác định
được các hệ số nên chuẩn số Nusselt được tính bằng cả 2 công thức
(3.28),(3.31) và lấy giá trị nhỏ hơn.
Các công thức tính Nu chỉ mang tính tương đối bởi vì các hệ số mũ
phụ thuộc rất nhiều yếu tố của dòng chảy, tùy từng trường hợp sẽ
có các giá trị khác nhau. Các công thức đưa ra ở trên đủ chính xác
và đảm bảo để tính toán thiết kế thiết bị trao đổi nhiệt. Và chúng ta
có thể tham khảo thêm các công thức cụ thể hơn được đưa ra trong
Engineering science Data Unit ESDU 92003 và 93018 (1998).
Để thuận tiện hơn cho việc tính toán, chúng ta tính chuẩn số Nusselt dựa
vào hệ số jh:[2,664]
0,14
Nu jh Re Pr 0,33
(3.36)
t
0,14
jh St Pr 0,67
(3.37)
t
Và hệ số jh được thể hiện qua đồ thịHình 3.12. Chúng ta có thể xác định
được hệ số jh qua đồ thị thông qua chuẩn số Re và tỉ số L/D.
Lưu ý:
Thông thường trong tính toán chúng ta thường bỏ qua tỉ số .
t
Nó chỉ có ý nghĩa đối với các chất lỏng nhớt. Trong trường hợp
muốn tính toán chính xác hơn với các chất lỏng nhớt, chúng ta cần
xác định được t , tức là cần biết được nhiệt độ tại tường ống tt. Giá
trị tt có thể được ước lượng xấp xỉ nhưng để chính xác hơn, chúng
ta có thể sử dụng công thức:[2,666]
tr (t t t tr ) K(t ng t tr ) (3.38)
Trong đó:
tr : Hệ số cấp nhiệt đối lưu trong ống, W/m2oC
Đối với nước, chúng ta có thể tính hệ số cấp nhiệt đối lưu tr theo
công thức được đưa ra bởi Eagle và Ferguson (1930):[2,666]
4200(1,35 0,02t)v tr 0,8
tr (3.39)
d tr 0,2
Trong đó:
tr : Hệ số cấp nhiệt đối lưu phía ống, W/m2oC
Hình 3.13. Dòng lưu thể hơi ngưng tụ trong ống nằm ngang
Đối với các thiết bị nằm ngang ngưng tụ trong ống thì hệ số cấp nhiệt tại
một điểm trên ống phụ thuộc vào mô hình dòng chảy tại điểm đó. Mô hình dòng
chảy ngưng tụ trong ống được thể hiện trên Hình 3.13 và được trình bày kĩ hơn
trong chương 5 quyển chemical engineering, volume 1. Dòng vào thiết bị là dòng
1 pha hơi, dòng ra thiết bị là dòng 1 pha lỏng, còn đoạn giữa là dòng chuyển
động của 2 pha lỏng - hơi. Bell (1970) đã đưa ra bản đồ chế độ dòng chảy Baker
để theo dõi sự thay đổi của dòng chảy. Vànhiều người đã xây dựng công thức
tính toán cho hệ số cấp nhiệt đối lưu ngưng tụ trong ống nhưng không có công
thức chính xác cho trường hợp tổng quát. Hai mô hình chuyển động của lưu thể
được sử dụng để xác định hệ số cấp nhiệt đối lưu ngưng tụ trong ống: dòng chảy
phân tầng, Hình 3.14a và dòng chảy hình khuyênHình 3.14b.
Hình 3.14. Mô hình chuyển động của lưu thể trong ống nằm ngang
(a) Dòng chảy phân tầng (b) Dòng chảy hình khuyên
Đồi với trường hợp dòng chảy phân tầng áp dụng công thức của Nusselt:
[2,717]
13
( H )g
tr 0, 76 L L L (3.40)
L
Trong đó:
tr : Hệ số cấp nhiệt ngưng tụ trong ống, W/m2 oC
L : Hệ số dẫn nhiệt của phần lỏng ngưng tụ, W/moC
: Năng suất của ống, lưu lượng hơi ngưng tụ trên mỗi đơn vị
chu vi của ống, được tính bằng công thức: [2,712]
GH GH
hoặc (3.41)
N d tr N d ng
Công thức (3.42) được sử dụng cho trường hợp chuẩn số Reynolds
khoảng 30, còn lớn hơn thì công thức không còn chính xác.Đối với trường hợp
đấy, chúng ta tính hệ số cấp nhiệt dựa vào đồ thịHình 3.15 được đưa ra bởi
Colburn (1934). Giá trị chuẩn số Reynolds và Prandtl được tính theo công
thức:[2,712]
4
Re (3.43)
L
Cp L
Pr (3.44)
L
Trong đó: Cp : Nhiệt dung riêng của lỏng ngưng tụ, J/kgoC
Hình 3.15.Mối liên hệ giữa hệ số cấp nhiệt với các chuẩn số Re, Pr [2,712]
Boyko và Kruzhilin (1967) cũng đưa ra công thức tính hệ số cấp nhiệt
trong trường hợp ngưng tụ trong ống:[2,713]
1 L H
tr tr (3.45)
2
Trong đó:
tr : Hệ số cấp nhiệt ngưng tụ trong ống, W/m2 oC
tr : Hệ số cấp nhiệt trong ống tính cho 1 pha,xác định như sau:
tr 0, 021 L Re0,8 Pr 0,43 (3.46)
d tr
L : Khối lượng riêng của phần lỏng ngưng tụ, kg/m3
Do đó, đối với trường hợp ngưng tụ trong ống với dòng hơi đi từ trên
xuống, chúng ta nên tính theo cả đồ thị (3.5)và công thức(3.45) rồi chọn giá trị
lớn hơn.
Lưu ý:Đối với trường hợp ngưng tụ trong ống với dòng hơi đi từ dưới lên
(thường sử dụng trong các thiết bị ngưng tụ hồi lưu) thì cần phải đảm bảo ống
không bị lấp đầy bởi lỏng ngưng tụ.
3.2.15 Bước 14: Tính hệ số cấp nhiệt đối lưu ngoài ống
3.2.15.1 . Lưu thể không có sự chuyển pha
Diện tích mặt cắt ngang của dòng chảy ngoài ống:[2,672]
(p t d ng )D tr l vn
As (3.47)
pt
Trong đó:
pt : Khoảng cách bước ống, m
dng : Đường kính ngoài của ống, m
Dtr : Đường kính trong của vỏ thiết bị, m
lvn : Khoảng cách giữa các tấm ngăn, m
Vận tốc của lưu thể ngoài ống: [2,672]
G ng
v ng (3.48)
A s
Trong đó:
vng : Vận tốc của lưu thể ngoài ống, m/s
Gng : Lưu lượng của lưu thể ngoài ống, kg/s
: Khối lượng riêng của lưu thể ngoài ống, kg/m3
As : Diện tích mặt cắt ngang của dòng chảy ngoài ống, m2
Đường kính tương đương (đường kính thủy lực) của lưu thể ngoài ống:
Với cách sắp xếp hình vuông: [2,672]
p 2 d 2ng
4 t
4
D t® 1,27 (p 2 0,785d 2 ) (3.49)
d ng
t ng
d ng
4 0,87p t
2 2 4 1,10 2
D t® (p t 0,917d 2ng ) (3.50)
d ng d ng
2
Chuẩn số Reynold:[2,663]
v ng D t®
Re (3.51)
Trong đó:
Jh : Hệ số được tra theo đồ thịHình 3.16
13
( H )g 16
ng 0, 95 L L L Nd (3.54)
L
Trong đó:
2o
ng : Hệ số cấp nhiệt ngưng tụ ngoài ống, W/m C
N d : Số ống trung bình xếp theo chiều dọc, có thể lấy bằng 2/3 số
ống ở chính giữa vỉ ống (số ống chính giữa vỉ ống = Db/pt ).
: Năng suất của ống, lưu lượng hơi ngưng tụ trên mỗi đơn vị
chiều dài của ống, kg/sm, được tính bằng công thức:
GH
(3.55)
LN
Với : G H : Lưu lượng hơi vào thiết bị, kg/s
L : Chiều dài của ống, m
N : Tổng số ống trao đổi nhiệt của thiết bị
b) Thiết bị ngưng tụ thẳng đứng
Đối với thiết bị ngưng tụ thẳng đứng, hệ số cấp nhiệt ngoài ống được tính
bằng công thức Nusselt giống như đối với ngưng tụ trong ống CT(3.40).
3.2.15.2.2 Bay hơi
Hệ số cấp nhiệt hóa hơi đưa ra bởi Forster và Zuber (1955): [2,732]
0,79
L C pL L
0,45 0,49
0, 00122 0,5 0,29 0,24 0,24 (t t t hh ) 0,24 (p t p hh ) 0,75 (3.56)
r
L H
Trong đó:
L : Hệ số dẫn nhiệt của lưu thể lỏng, W/moC
o
CpL : Nhiệt dung riêng của lưu thể lỏng, J/kg C
p t : Áp suất hơi bão hòa tại nhiệt độ bề mặt tường ống tt, N/m2
p hh : Áp suất hơi bão hòa tại nhiệt độ hóa hơi thh, N/m2
Monstinski (1963) đưa ra phương trình đơn giản hơn dựa trên sự giảm áp
suất và cũng có độ chính xác cao như các phương trình phức tạp khác. Phương
trình này có thể sử dụng thuận lợi trong một số trường hợp không xác định được
chính xác các thông số tính chất vật lý của lưu thể: [2,733]
P 0,17 P
1,2
P
10
0,104P 0,69
th q 0,7
1,8 4 10 (3.57)
Pth Pth Pth
Trong đó:
P : Áp suất làm việc, bar
Pth : Áp suất tới hạn của lưu thể lỏng, bar
q : Mật độ dòng nhiệt, W/m2
Hai phương trình (3.56) và (3.57) sử dụng cho các dòng đơn chất, còn đối
với các dòng hỗn hợp nhiều chất thì tính toán phức tạp hơn và giá trị sẽ nhỏ
hơn so với cách tính này.
Chú ý:
- Chúng ta cần kiểm tra giá trị mật độ dòng nhiệt phải thấp hơn giá trị mật
độ dòng nhiệt tới hạn. Zuber (1961) đưa ra giá trị mật độ dòng nhiệt tới hạn:
[2,733]
14
q th 0,131.r g(L h )2h (3.58)
Monstinski cũng đưa ra phương trình dựa trên sự giảm áp suất: [2,733]
0,35 0,9
P P
q th 3, 67.10 Pth 4
1 (3.59)
Pth Pth
Phương trình (3.58) và (3.59) sử dụng với các ống riêng lẻ, còn đối với
trường hợp ống chùm, chúng ta tính theo công thức được đưa ra bởi Palen
(1972): [2,751]
p r 2 14
q th t
d g(L H )H (3.60)
ng N
Trong đó:
= 0,44 với cách sắp xếp ống hình vuông
= 0,41 với cách sắp xếp ống hình tam giác đều
p t : Bước ống, m
Trong đó:
Trong đó:
Pms : Tổn thất áp suất do ma sát, N/m2
Ngoài tổn thất áp suất do sự ma sát với thành ống, dòng lưu thể còn chịu
tổn thất áp suất trong quá trình lưu thể vào, ra thiết bị ; lưu thể bị đảo chiều ở 2
đầu thiết bị và do sự mở rộng, thu hẹp đột ngột của dòng chảy ở 2 đàu thiết bị.
Không có một phương pháp nào tính toán được đầy đủ và chính xác các tổn thất
áp suất đó.Kern (1950) đưa ra tổn thất đó bằng 4 lần áp suất động của dòng lưu
thể trên mỗi lối. Frank (1978) cho rằng tổn thất vậy là quá cao và đưa ra giá trị
tổn thất đó bằng 2,5 lần áp suất động.Butterworth (1978) thì đưa ra giá trị 1,8 lần.
Và theo Lord (1970) thì tổn thất đó tương đương với tổn thất của dòng lưu thể
chảy trong ống thẳng có chiều dài bằng 300 lần đường kính ống đối với ống
thẳng và 200 lần đường kính ống với ống chữ U. Còn Evans (1980) thì cho rằng
chỉ bằng 67 lần đường kính ống trên mỗi lối.
Sự tổn thất theo áp suất động có thể được ước lượng bằng cách đếm số
lượng dòng lưu thể đột ngột bị thu hẹp, mở rộng và đảo chiều. Ví dụ đối với
trường hợp 2 lối, có 2 lần lưu thể đột ngột bị thu hẹp, 2 lần lưu thể đột ngột bị mở
rộng và 1 lần đảo chiều. Và sự tổn thất áp suất cho mỗi sự thay đổi đó
là:(Chemical engineering volume 1, chương 3)
Trong đó:
Ptr : Tổng tổn thất áp suất trong ống, N/m2
Nl : Số lối
L : Chiều dài ống, m
vtr : Vận tốc trong ống, m/s
Thêm một sự tổn thất áp suất cần lưu ý là tổn thất áp suất của lưu thể khi
vào và ra khỏi thiết bị do dòng lưu thể đột ngột bị thu hẹp, mở rộng và đổi chiều.
Sự tổn thất áp suất này có thể lấy bằng áp suất động đối với lưu thể đi vào thiết bị
và 0,5 lần áp suất động đối với lưu thể đi ra thiết bị.
3.2.18.2 Tổn thất áp suất ngoài ống
Tổn thất áp suất ngoài ống được tính theo công thức: [2,675]
0,14
D L v ng
2
vách ngăn.
Tổn thất áp suất của lưu thể khi vào, ra thiết bị phía ngoài ống chỉ cần xét
đến khi lưu thể là các chất khí. Tổn thất áp suất có thể lấy tương đương bằng 1,5
lần áp suất động khi lưu thể vào thiết bị và 0,5 lần áp suất động khi ra thiết bị. Sự
tổn thất áp suất đó còn phụ thuộc vào vị trí ống dẫn lưu thể vào, ra thiết bị và
khoảng trống giữa bó ống và ống dẫn lưu thể vào, ra thiết bị.
Chú ý:Tổn thất áp suất trong thiết bị ngưng tụ khó xác định chính xác hơn
đối với trường hợp trao đổi nhiệt giữa hai lưu thể cùng pha và vận tốc của dòng
hơi thay đổi dọc theo thiết bị. Do đó, để tính tổn thất áp suất, ta tính tổn thất áp
suất theo phương pháp tính tổn thất áp suất với dòng 1 pha và nhân thêm hệ số
do sự thay đổi vận tốc của dòng hơi. Frank (1978) đưa ra hệ số là 40%, còn Kern
(1950) đưa ra hệ số là 50%, tính theo điều kiện của dòng hơi vào.Hoặc tính tổn
thất áp suất khi coidòng chuyển pha là dòng 1 pha lỏng và 1 pha hơi rồi tính
trung bình cộng.
3.2.19 Bước 18:Kiếm tra tổn thất
So sánh giá trị tổn thất tính được ở bước 17 (3.2.18) với tổn thất cho phép
của đề bài, nếu không thỏa mãn thì quay lại bước 7 (3.2.8).
3.2.20 Bước 19: Tính toán cơ khí
Các chi tiết của thiết bị được chọn cần đáp ứng các tiêu chuẩn của TEMA
về thiết bị trao đổi nhiệt và các tiêu chuẩn cơ khí như ASME,ANSI,…Tính bền
cho thiết bị theo thuyết vỏ mỏng.
22500 6, 25 kg/s
G1
3600
Thông số vật lý của lưu thể gas oil: [Data aspenONE V8.4]
Nhiệt độ t, oC 200 120 40
Khối lượng riêng , kg/m3 830 850 870
Nhiệt dung riêng Cp, kJ/kg.K 2,59 2,28 1,97
Độ nhớt , mNs/m2 0,06 0,17 0,28
Hệ số dẫn nhiệt , W/m.K 0,13 0,125 0,12
t 2 ' t 2 50 30
S 0,12
t1 t 2 200 30
4.1.2.1.9 Bước 9: Chọn loại ống , kích thước và cách sắp xếp ống
Do các lưu thể không ăn mòn nên chọn loại ống thép carbon có dng =
19,05mm(3/4in), dtr = 15,75mm, chiều dầy ống theo BWG 16 là 1,65mm
(0,065in), chiều dài 3,657m (12ft) và sắp xếp theo hình tam giác xoay với bước
ống:
p t 1, 25d ng 1, 25.19, 05 23,81mm
Số ống: CT(3.22)
F 62,55
N 290
Fèng 0,216
Do nước là lưu thể có độ nhớt thấp nên vận tốc vtr = 0,98m/s hợp lý.
4.1.2.1.11 .Bước 11: Tính đường kính vỏ
Ống được sắp xếp theo hình tam giác với bước ống pt= 1,25dng và bố trí 2
lối nên traBảng 3.6 , ta có các hệ số K1 = 0,249 và n1 = 2,207
Đường kính bó ống được tính theo công thức: CT(3.25)
1 n1
N
1 2,207
290
D b d ng 19,05. 466.87mm
K1 0, 249
Hoặc xây dựng sơ đồ bố trí ống với 2 lối, 290 ống, ta có:
C p 4,188.103.0,6534.10 3
Pr 4, 41
0,6198
Tỷ số chiều dài thân với đường kính thiết bị:
L 3657
7,19
D 508, 78
Khi đó hệ số cấp nhiệt tính đến ảnh hưởng của sự thay đổi độ nhớt:
tr 1, 02.5883, 57 6001, 24W/m 2o C
Tính lại nhiệt độ tường ống trong thì: tt = 50. Độ nhớt tại 2 nhiệt độ
50,2oC và 50oC là gần như nhau.
Hệ số cấp nhiệt đối lưu trong ống: 6001,24 W/m2oC
4.1.2.1.14 Bước 14: Tính hệ số cấp nhiệt đối lưu ngoài ống
Diện tích mặt cắt ngang của dòng chảy ngoài ống: CT(3.47)
Đường kính tương đương (đường kính thủy lực) của lưu thể ngoài ống với
cách sắp xếp tam giác: CT(3.50)
1,10 2 1,10
D t® (p t 0,917d ng 2 ) (23,812 0,917.19,052 ) 13,52 mm
d ng 19,05
Tra đồ thịHình 3.16 , với chuẩn số Re = 49348 và phần cắt vách ngăn 25%
, ta có hệ số jh = 2,9.10-3
Bỏ qua sự thay đổi độ nhớt, chuẩn số Nusselt: CT(3.53)
0,14
1
Nu jh Re Pr
3
2, 9.10 3.49348.3,11 3.10,14 208, 67
t
Khi đó hệ số cấp nhiệt đối lưu ngoài ống :
Nu. 208, 67.0,125
ng 3
1929, 27 W/m 2o C
D td 13, 52.10
0,14 0,14
0,17
Ảnh hưởng của độ nhớt đến hệ số cấp nhiệt : 0,97
t 0, 21
Khi đó hệ số cấp nhiệt tính đến ảnh hưởng của sự thay đổi độ nhớt:
ng 0,97.1929, 27 1871,39W/m 2o C
Tính lại nhiệt độ tường ống ngoài thì: tt = 87,9. Độ nhớt tại 2 nhiệt độ
88,9oC và 87,9oC là gần như nhau.
Hệ số cấp nhiệt đối lưu ngoài ống : 1871,39 W/m2oC
4.1.2.1.15 Bước 15: Tính hệ số truyền nhiệt K
Tra Bảng 3.8 , lấy nhiệt trở của nước làm lạnh rtr 0,00025m C/W , nhiệt
2o
Tính cả tổn thất áp suất của lưu thể khi vào và ra thiết bị, ta có tổn thất áp
suất tổng trong ống: CT(3.66)
L m v 2 v 2
Ptr N l 8jf 2, 5 tr (1 0, 5) tr
d tr t 2 2
Nhận xét:
- Kết quả số ống và diện tích trao đổi nhiệt của aspen không chênh lệch
nhiều so với kết quả tính bằng phương pháp Kern (62,55m2 và 58,1m2).
- Hệ số truyền nhiệt theo kết quả aspen thấp hơn (787,69W/m2.oC và
725,7W/m2.oC) và hiệu số nhiệt độ trung bình lớn hơn (55,02oC > 48,6oC).
Phần mềm aspen chia nhỏ khoảng nhiệt độ của lưu thể ra nhiều khoảng và
tính toán trên từng đoạn nhỏ đó nên kết quả chênh lệch với phương pháp
ta tính.
- Vận tốc không chênh lệch nhiều.
- Tổn thất trong ống gần như bằng nhau nhưng tổn thất ngoài ống chênh
lệch nhiều. Phần mềm aspen đưa ra phần cắt 30,52% và khoảng cách giữa
các vách ngăn là 171,45mm.
- Đa phần thiết bị thân kiểu F sử dụng 4 lối, nhưng trong trường hợp này
nếu sử dụng 4 lối thì theo kết quả của aspen:
Hệ số trao đổi nhiệt không tăng nhiều, diện tích trao đổi nhiệt giảm không
được nhiều, từ 58,1m2 xuống 53,6m2, do đó đường kính thân không thay đổi.
Nhưng tổn thất áp suất trong ống tăng 7 lần , từ 0,086bar lên 0,61bar. Do đó sẽ
tăng chi phí vận hành bơm nên nếu chọn 2 lối sẽ hợp lý hơn.
4.1.2.2 Tính toán cơ khí
4.1.2.2.1 Thân thiết bị
Chọn vật liệu làm thân là thép carbon SA-516 70
Lưu thể trong thiết bị chịu áp suất 3bar nên thân thiết bị chịu áp suất trong
là:
ptr = 3 – 1 = 2 bar = 0,2 N/mm2
Áp suát tính toán tính cả lưu thể trong thiết bị là:
p = ptr +ρgh = 0,2 + 850.9,8.10-6.0,5 = 0,204 N/mm2
Bề dầy của thân thiết bị hình trụ chịu áp suất trong: CT(5-1)[8,96]
pD t 0, 204.508
S 0, 47mm
2 2.137,9.0,8
Trong đó:
S’ : Bề dầy thân thiết bị, mm
P : Áp suất tính toán trong thiết bị, N/mm2
4Q 4.27, 27
D = 0,15m 150mm
v 994,53..1,5
Trong đó:
Dt : Đường kính trong của thân thiết bị, mm
S : Bề dầy vỏ trụ, mm
Ca : Hệ số dư do ăn mòn, mm
K : hệ số kể đến độ bền của thân, tính như sau:
p.D t
k
(2,3 p)(S C)
Đường kính lớn nhất của lỗ cho phép không cần tăng cứng:
a) Bích thân
Kích thước, mm
Cỡ bích Dng ống A B C D
20 508 698,5 513,1 42,9 73,15
F G I J Số bu lông K.lượng
558,8 584,2 31,75 635 20 26,2,kg
b) Bích ống vào và ra nước làm nguội:
Kích thước, mm
Cỡ bích Dng ống A B C D
6 168,3 279,4 170,7 25,4 39,6
F G I J Số bu lông K.lượng
192 215,9 22,4 241,3 8 7,45
c) Bích ống vào và ra gas oil:
Kích thước, mm
Cỡ bích Dng ống A B C D
3 88,9 190,5 90,70 23,90 30,20
F G I J Số bu lông K.lượng
108,0 127,0 19,1 152,4 4 3,85
4.1.2.2.5 Vỉ ống
Bề dầy vỉ ống: CT (8-48)[8,181]
p0
h D t .K.
[ u ].
Trong đó:
H’ : Bề dầy vỉ ống,mm
Dt: Đường kính trong thân thiết bị,mm
K : Hệ số lấy bằng 0,45 – 0,6
Po : áp suất tính toán ở trong ống, N/mm2
[u ] : ứng suất uốn cho phép của vật liệu, N/mm2
: hệ số làm yếu vỉ ống do khoan lỗ:
Dn d
Dn
Dn : Đường kính vỉ ống, mm
Tra Bảng 2.4, bề dầy tối thiểu của vỉ ống theo TEMA:
3
.19,05 14,3mm
4
Do đó, chọn sơ bộ bề dầy vỉ ống v = 20mm.
Bề dầy nhỏ nhất của thân thiết bị theo phân mềm là 6,9mm nên chọn 9,53mm
đủ bền.
4.1.2.2.10.2 Vỉ ống
a) Vỉ ống cố định
Summary of Tubesheet Results:
-----------------------------------------------------------------------
Condition Req Thk Actual Thk Actual Allow Result
(+CA) (mm) Stress (N/mm²)
-----------------------------------------------------------------------
Bending 13.873 20.000 99.53 206.85 Ok
Min. Per code 19.050 20.000 ------ ------ Ok
-----------------------------------------------------------------------
Chiều dầy tối thiểu vỉ ống cố định phần mềm đưa ra là 19mm nên chọn bề
dầy vỉ ống cố định là 20mm đủ bền.
b) Vỉ ống di động
Summary of Tubesheet Results:
-----------------------------------------------------------------------
Condition Req Thk Actual Thk Actual Allow Result
(+CA) (mm) Stress (N/mm²)
-----------------------------------------------------------------------
Bending 13.873 20.000 99.53 206.85 Ok
Min. Per code 19.050 20.000 ------ ------ Ok
-----------------------------------------------------------------------
Chiều dầy tối thiểu vỉ ống di động phần mềm đưa ra là 19mm nên chọn bề
dầy vỉ ống di động là 20mm đủ bền.
4.1.2.2.10.3 Bích hai nữa
Summary of Required Thicknesses:
Head Flange Backing Ring
Tubeside (Internal) Pressure 1.5000 28.1155 29.7107 mm
Shellside (External) Pressure 1.8822 16.3703 mm
Tubeside Gasket Seating Load 46.2394 61.1688 mm
Shellside Gasket Seating Load 43.4266 mm
Maximum + Corrosion Allowance 1.8822 46.2394 61.1688 mm
Actual Thickness as Given 8.0000 50.0000 70.0000 mm
Chiều dầy bích nối bích hai nửa tối thiểu phần mềm đưa ra là 46,2mm nên
chọn bề dầy bích nối hai nửa là 50mm.
Chiều dầy bích hai nửa tối thiểu phần mềm đưa ra là 61,2mm nên chọn bề
dầy bích hai nửa là 70mm.
4.1.2.2.10.4 Ống vào, ra thiết bị
a) Ống vào, ra nước làm nguội:
UG-45 Minimum Nozzle Neck Thickness Requirement: [Int. Press.]
Wall Thickness for Internal/External pressures ta = 0.5820 mm
Wall Thickness per UG16(b), tr16b = 4.6750 mm
Wall Thickness, shell/head, internal pressure trb1 = 3.7145 mm
Wall Thickness tb1 = max(trb1, tr16b) = 4.6750 mm
Wall Thickness tb2 = max(trb2, tr16b) = 4.6750 mm
Wall Thickness per table UG-45 tb3 = 7.1600 mm
Bề dầy tối thiểu phần mềm đưa ra là 4,67nên chọn bề dầy ống là 7,11 là đủ bền.
b) Ống vào, ra gas oil:
UG-45 Minimum Nozzle Neck Thickness Requirement: [Int. Press.]
Wall Thickness for Internal/External pressures ta = 0.4270 mm
Wall Thickness per UG16(b), tr16b = 4.6750 mm
Wall Thickness, shell/head, internal pressure trb1 = 3.7145 mm
Wall Thickness tb1 = max(trb1, tr16b) = 4.6750 mm
Wall Thickness tb2 = max(trb2, tr16b) = 4.6750 mm
Bề dầy tối thiểu phần mềm đưa ra là 4,67nên chọn bề dầy ống là 5,49 là đủ bền.
4.1.2.2.10.5 Chân đế
a) Chân đế trái
Horizontal Vessel Analysis Results: Actual Allowable
(Ứng suất chân đế) (Cho phép)
-------------------------------------------------------------------
Long. Stress at Top of Midspan -1.14 -365.97 N/mm²
Long. Stress at Top of Midspan 1.14 137.90 N/mm²
Long. Stress at Bottom of Midspan 12.98 137.90 N/mm²
Long. Stress at Top of Saddles 5.93 137.90 N/mm²
Long. Stress at Bottom of Saddles 5.92 137.90 N/mm²
b) Chân đế phải
Horizontal Vessel Analysis Results: Actual Allowable
-------------------------------------------------------------------
Long. Stress at Top of Midspan 0.67 137.90 N/mm²
Long. Stress at Bottom of Midspan 11.17 137.90 N/mm²
Long. Stress at Top of Saddles 5.93 137.90 N/mm²
Long. Stress at Bottom of Saddles 5.92 137.90 N/mm²
Ứng suất tác dụng lên chân đế nhỏ hơn giá trị cho phép.
hoàn toàn ở 45oC. Thiết bị sử dụng nước để ngưng tụ với nhiệt độ của nước vào
thiết bị là 30oC và ra thiết bị là 40oC.
4.2.2 Giải quyết bài toán
4.2.2.1 Tính toán công nghệ
4.2.2.1.1 Bước 1: Lựa chọn kiểu thiết bị
Chọn kiểu thiết bị ngưng tụ đứng theo tiêu chuẩn TEMA có ký hiệu A-E-
M. Phần đầu A có nắp bích mù dễ dàng tháo rời để vệ sinh. Do chênh lệch nhiệt
độ giữa 2 lưu thể nhỏ (35oC) nên sử dụng 2 vỉ ống cố định với phần sau M.
4.2.2.1.2 Bước 2: Lựa chọn chất tải nhiệt
Theo đề bài , chất tải nhiệt ở đây là nước.
4.2.2.1.3 Bước 3: Lựa chọn chế độ thủy động
Đây là thiết bị ngưng tụ nên nước lạnh đi trong ống, còn hơi ngưng tụ đi
ngoài ống từ trên xuống dưới.
4.2.2.1.4 Bước 4: Tính toán cân bằng nhiệt
Giả sử thành phần hơi propan là x%
Khối lượng mol trung bình của hỗn hợp là 52 nên ta có:
44x 58(100 x)
52
100
Suy ra: x = 42,9%
Thành phần hơi propan là 42,9% và butan là 57,1%
Lưu lượng hơi hydrocarbon:
45000 12, 5 kg/s
G 1
3600
Nhiệt lượng cần trao đổi để ngưng tụ hoàn toàn lượng hơi hydrocarbon:
Q1 G1 (H H H L ) 12,5(0 380,1) 4751,25kW
Thông số vật lý của hỗn hợp hơi hydrocarbon tại áp suất 10bar: [Data
aspenONE V8.4]
Nhiệt độ t, oC 65 63,77 55 49,12 45
Khối lượng riêng hơi H , kg/m3 22,03 22,17 21,53 21,26
Nhiệt dung riêng hơi CpH, kJ/kg.K 2,041 2,038 2,004 1,984
Độ nhớt hơi H , mNs/m2 0,0093 0,0092 0,0091 0,009
Hệ số dẫn nhiệt hơi H , W/m.K 0,0212 0,021 0,0196 0,0187
Phần khối lượng hơi 1 1 0,34 0 0
Khối lượng riêng lỏng L , kg/m3 507,54 508,01 507,42 514
Nhiệt dung riêng lỏng CpL, kJ/kg.K 2,901 2,898 2,901 2,859
Độ nhớt lỏng L , mNs/m2 0,121 0,1169 0,1154 0,1207
Hệ số dẫn nhiệt lỏng L , W/m.K 0,0913 0,093 0,0941 0,0957
Specific enthalphy ,kJ/kg 0 -2,5 -241,6 -368,2 -380,1
t2 t 2 40 30
S 0, 29
t1 t 2 65 30
Chọn thiết bị 1 vỏ, từ 2 lối trở lên nên tra đồ thịHình 3.5, ta có hệ số
0,9
Hiệu số nhiệt độ trung bình: CT(3.12)
Ttb Ttbnc . 19, 58.0, 9 17, 62 o C
4.2.2.1.9 Bước 9: Chọn loại ống, kích thước và cách sắp xếp ống
Do các lưu thể không ăn mòn và ở áp suất thường nên chọn loại ống thép
carbon có d ng 19, 05mm (3/4in), d tr 16,57mm , chiều dầy ống theo BWG 18 là
1,24mm (0,049in), chiều dài 6,096m (20ft) và sắp xếp theo hình vuông với bước
ống:
p t 1, 25d ng 1, 25.19, 05 23,81mm
Số ống:
F 385,21
N 1064
Fèng 0,362
Do nước là lưu thể có độ nhớt thấp nên vận tốc vtr = 0,99m/s là hợp lý.
4.2.2.1.11 Bước 11: Tính đường kính vỏ
Ống được sắp xếp theo hình vuông với bước ống pt= 1,25dng và bố trí 2 lối
nên tra Bảng 3.6, ta có các hệ số K1 = 0,156 và n1 = 2,291
Đường kính bó ống được tính theo công thức: CT(3.25)
1 n1
N
1 2,291
1064
D b d ng 19,05. 898mm
K1 0,156
Tra đồ thịHình 3.8, với kiểu phần cuối cố định, tổng khoảng cách giữa bó
ống với vỏ k = 17mm
Đường kính trong của vỏ thiết bị: CT(3.26)
Dtr = Db + k = 898 + 17 = 915mm
4.2.2.1.12 Bước 12: Lựa chọn vách ngăn
Do là thiết bị ngưng tụ nên lựa chọn loại vách ngăn dạng các thanh đan
song song (rod baffle) có mục đích giữ các ống khỏi rung động khi hoạt động,
không dùng để định hướng dòng chảy của lưu thể.
4.2.2.1.13 Bước 13: Tính hệ số cấp nhiệt đối lưu bên trong ống
Đối với nước , chúng ta có thể tính hệ số cấp nhiệt đối lưu tr theo công
thức được đưa ra bởi Eagle và Ferguson (1930): CT(3.39)
4200(1,35 0,02t)v tr 0,8 4200(1,35 0,02.35).0,990,8
tr 0,2
0,2
4871,32 W/m2oC
d tr 16,57
4.2.2.1.14 Bước 14: Tính hệ số cấp nhiệt đối lưu ngoài ống
Hệ số cấp nhiệt đối lưu ngoài ống tính theo thiết bị ngưng tụ ngoài ống
thắng đứng.
Năng suất của ống, lưu lượng hơi ngưng tụ trên mỗi đơn vị chu vi của
ống, được tính bằng công thức: CT(3.41)
GH 12,5
0,196
Nd ng 1064..19, 05.103
d ng
d ng .ln
1 1 d tr d ng d ng 1
rng rtr
K ng 2 t d tr d tr tr
19,05
19,05.103.ln
1 16,57 19,05 19,05 1
0,0002 0,0003
1278,76 2.58 16,57 16,57 4871,32
K 630,59W/m 2o C
Số ống:
F 449, 42
N 1241
Fèng 0,362
Do nước là lưu thể có độ nhớt thấp nên vận tốc vtr = 0,85m/s là nhỏ. Tăng
số lối lên 4 lối, khi đó vận tốc nước trong ống là:
2.0,85 = 1,7 m/s
Ống được sắp xếp theo hình vuông với bước ống pt= 1,25dng và bố trí 4 lối
nên tra Bảng 3.6, ta có các hệ số K1 = 0,158 và n1 = 2,263
Đường kính bó ống được tính theo công thức: CT(3.25)
1 n1
N
1 2,263
1241
D b d ng 19,05. 1003mm
K1 0,158
Tra đồ thịHình 3.8, với kiểu phần cuối cố định, tổng khoảng cách giữa bó
ống với vỏ k = 18mm
Chuẩn số Reynolds:CT(3.43)
4 4.0,168
Re 5823, 22
L 0,1154.103
Chuẩn số Prandtl:CT(3.44)
Cp L 2,9.103.0,1154.103
Pr 3,56
L 0, 0941
K 630,14W/m 2o C
Giá trị sai số của hệ số truyền nhiệt giả sử K’ và giá trị K tính được:
K K ' 630,14 600
5, 02% 30% Thỏa mãn
K' 600
Nhận xét:
- Kết quả về phần mềm aspen đưa ra chênh lệch không nhiều so với kết
quả ta tính, diện tích trao đổi nhiệt và số ống chênh lệch khoảng 6-7%.
- Các kết quả về vận tốc, hệ số cấp nhiệt cũng sai khác ít.
- Nếu sử dụng ống trao đổi nhiệt lớn hơn, ống có đường kính Dng = 25,4
với bề dầy 1,65mm thì ta có kết quả aspen đưa ra:
- Mặc dù sử dụng ống lớn hơn nhưng số lượng ống gần như không giảm
được nhiều, chỉ giảm đc 8 ống. Trong khi đó đường kính ống lớn và bước
ống lớn hơn nên đường kính thân thiết bị lớn hơn. Do đó phương án này
sẽ tốn kém hơn và không tối ưu.
4.2.2.2 Tính toán cơ khí
4.2.2.2.1 Thân thiết bị
Chọn vật liệu làm thân là thép carbon SA-516 70
Lưu thể trong thiết bị chịu áp suất 10bar nên thân thiết bị chịu áp suất
trong là:
ptr = 10 – 1 = 9 bar = 0,9 N/mm2
Áp suát tính toán tính cả lưu thể trong thiết bị là:
p = ptr + ρgh = 0,9 + 508,01.9,8.10-6.6 = 0,93 N/mm2
Bề dầy của thân thiết bị hình trụ chịu áp suất trong: CT(5-1)[8,96]
pD t 0,93.1021
S 4,3mm
2 2.137,9.0,8
Trong đó:
S’ : Bề dầy thân thiết bị, mm
Trong đó:
Dt : Đường kính trong của thân thiết bị, mm
S : Bề dầy vỏ trụ, mm
Ca : Hệ số dư do ăn mòn, mm
K : hệ số kể đến độ bền của thân, tính như sau:
p.D t
k
(2,3 p)(S C)
p.D t 0,93.1041, 4
k 0, 26
(2,3 p)(S C) (2,3.137,9 0,93)(12,7 1)
Đường kính lớn nhất của lỗ cho phép không cần tăng cứng:
d max 3,7 3 D t (S C n )(1 k) 3,7. 3 1041, 4(12, 7 1)(1 0, 26) 77mm
h) Bích thân
Bích thân cỡ 42 > 26in nên tra theo ASME B16.47:
Kích thước, mm
Cỡ bích Dng ống O T R Y
42 1066,8 1225,5 58,7 1130,3 84,1
X r B J Số bu lông K.lượng
1101,8 11,2 1073,1 171,4 48 121
4.2.2.2.5 Vỉ ống
Bề dầy vỉ ống: CT (8-48)[8,181]
p0
h D t .K.
[ u ].
Trong đó:
H’ : Bề dầy vỉ ống,mm
Dt : Đường kính trong thân thiết bị,mm
K : Hệ số lấy bằng 0,45 – 0,6
Po : áp suất tính toán ở trong ống, N/mm2
[u ] : ứng suất uốn cho phép của vật liệu, N/mm2
: hệ số làm yếu vỉ ống do khoan lỗ:
Dn d
Dn
Dn : Đường kính vỉ ống, mm
Bề dầy:
Element "To" Elev Length Element Thk R e q d T h k Joint Eff
Type mm. mm. mm. Int. Ext. Long Circ
-----------------------------------------------------------------------
Body Flg 58.7 58.7 58.7 No Calc No Calc 1.00 1.00
Body Flg 142.7 84.1 58.7 No Calc No Calc 1.00 1.00
Cylinder 558.7 500.0 12.7 7.0 5.7 1.00 1.00
Body Flg 558.7 84.1 58.7 No Calc No Calc 1.00 1.00
Body Flg 672.7 84.1 58.7 No Calc No Calc 1.00 1.00
Cylinder 6624.7 6036.0 12.7 7.0 10.3 1.00 1.00
Body Flg 6624.7 84.1 58.7 No Calc No Calc 1.00 1.00
Body Flg 6738.7 84.1 58.7 No Calc No Calc 1.00 1.00
Cylinder 7254.7 600.0 12.7 7.0 6.1 1.00 1.00
Ellipse 7330.9 76.2 12.7 7.0 5.9 1.00 1.00
Bề dầy nhỏ nhất của thân thiết bị theo phân mềm là 10,3mm nên chọn
12,7mm đủ bền.
Khối lượng:
Fabricated - Bare W/O Removable Internals 8334.2 kg.
Shop Test - Fabricated + Water ( Full ) 14119.5 kg.
Shipping - Fab. + Rem. Intls.+ Shipping App. 8334.2 kg.
Erected - Fab. + Rem. Intls.+ Insul. (etc) 8334.2 kg.
Empty - Fab. + Intls. + Details + Wghts. 8334.2 kg.
Operating - Empty + Operating Liquid (No CA) 8334.2 kg.
Field Test - Empty Weight + Water (Full) 14119.5 kg.
4.2.2.2.10.2 Vỉ ống
Summary of Tubesheet Results:
-----------------------------------------------------------------------
Condition Req Thk Actual Thk Actual Allow Result
(+CA) (mm.) Stress (N./mm²)
-----------------------------------------------------------------------
Bending 25.406 30.000 161.44 206.85 Ok
-----------------------------------------------------------------------
Longitudinal stresses:
--------------------------------------------------------------------
Compressive Tensile
Condition Actual Allow Actual Allow Result
--------------------------------------------------------------------
Shell 0.000 106.156 24.313 137.900 Ok
Long Tubes -11.428 78.603 18.352 78.603 Ok
Tube Load 129.838 389.264 Ok
--------------------------------------------------------------------
Equivalent Differential Ther. Expansion Pressure 0.0000 KPa.
Shellside Prime Pressure 271.1382 KPa.
Tubeside Prime Pressure 395.0408 KPa.
Chiều dầy tối thiểu vỉ ống phần mềm đưa ra là 25,4mm nên với bề dầy chọn
sơ bộ là 66mm dư bền. Chọn lại bề dầy vỉ ống là 30mm.
4.2.2.2.10.3 Ống vào, ra thiết bị
a) Ống ra, vào nước làm nguội
UG-45 Minimum Nozzle Neck Thickness Requirement: [Int. Press.]
Wall Thickness for Internal/External pressures ta = 1.3688 mm.
Wall Thickness per UG16(b), tr16b = 4.6750 mm.
Wall Thickness, shell/head, internal pressure trb1 = 6.9908 mm.
Wall Thickness tb1 = max(trb1, tr16b) = 6.9908 mm.
Wall Thickness, shell/head, external pressure trb2 = 3.5681 mm.
Wall Thickness tb2 = max(trb2, tr16b) = 4.6750 mm.
Wall Thickness per table UG-45 tb3 = 8.3312 mm.
Bề dầy tối thiểu phần mềm đưa ra là 6,99nên chọn bề dầy ống là 8,38 là đủ bền.
b) Ống vào hơi hydrocacbon
UG-45 Minimum Nozzle Neck Thickness Requirement: [Int. Press.]
Wall Thickness for Internal/External pressures ta = 0.8797 mm.
Wall Thickness per UG16(b), tr16b = 4.6750 mm.
Wall Thickness, shell/head, internal pressure trb1 = 6.9908 mm.
Wall Thickness tb1 = max(trb1, tr16b) = 6.9908 mm.
Bề dầy tối thiểu phần mềm đưa ra là 6,99nên chọn bề dầy ống là 7,04 là đủ bền.
c) Ống ra lỏng ngưng tụ
UG-45 Minimum Nozzle Neck Thickness Requirement: [Int. Press.]
Wall Thickness for Internal/External pressures ta = 0.6590 mm.
Wall Thickness per UG16(b), tr16b = 4.6750 mm.
Wall Thickness, shell/head, internal pressure trb1 = 6.9908 mm.
Wall Thickness tb1 = max(trb1, tr16b) = 6.9908 mm.
Wall Thickness, shell/head, external pressure trb2 = 3.5681 mm.
Wall Thickness tb2 = max(trb2, tr16b) = 4.6750 mm.
Wall Thickness per table UG-45 tb3 = 7.1600 mm.
Bề dầy tối thiểu phần mềm đưa ra là 6,99nên chọn bề dầy ống là 7,11 là đủ bền.
Bending Stress in bottom Plate (Unif. Load) Per Bednar p.156 [Spl2]:
= Beta1 * Flug/Ba * Wfb² / Tpl² per Roark & Young 5th Ed.
= 1.070 * 2447.3/300.000 * 120.000²/20.000²
= 30.81 N./mm²
Ứng suất tác dụng lêntai treo nhỏ hơn giá trị cho phép.
5000 1,389kg/s
G1
3600
Nhiệt lượng cần trao đổi để bay hơi hoàn toàn lượng n-butane:
G
Q .(H H ) 1,389.329,6 457,81kW
bh 1 H L
Thông số vật lý của hơi nước tại áp suất 1,7bar: [Data aspenONE V8.4]
Nhiệt độ t, oC 114,91 114,91
Khối lượng riêng hơi H , kg/m3 0,92 -
Nhiệt dung riêng hơi CpH, kJ/kg.K 2,146 -
Độ nhớt hơi H , mNs/m2 0,0128 -
Hệ số dẫn nhiệt hơi H , W/m.K 0,0258 -
Phần khối lượng hơi 1 0
Khối lượng riêng lỏng L , kg/m3 - 947,08
Nhiệt dung riêng lỏng CpL, kJ/kg.K - 4,205
Độ nhớt lỏng L , mNs/m2 - 0,2515
Hệ số dẫn nhiệt lỏng L , W/m.K - 0,6848
Specific enthalphy ,kJ/kg 2293,4 83,6
4.3.2.1.9 Bước 9: Chọn loại ống , kích thước và cách sắp xếp ống
Do các lưu thể không ăn mòn nên chọn vật liệu là thép carbon, loại ống
chữ U được uốn từ ống tiêu chuẩn có d ng 25, 4mm (1in),dtr = 21,74 (0,856in),
chiều dầy ống theo BWG 15 là 1,83mm (0,072in), chiều dài 2438,4mm (8ft) và
sắp xếp theo hình vuông với bước ống:
p t 1, 5d ng 1, 5.25, 4 38,1mm
Số ống chữ U:
F 11,93
N 30,98
Fèng 0,385
(Tính 1 lối với 32 ống chữ U hoặc 2 lối cho 64 ống thường)
Do lưu thể là hơi nước bão hòa nên vận tốc vtr = 28,19m/s là hợp lý.
4.3.2.1.11 Bước 11: Tính đường kính vỏ
Do ống chữ U có bán kính cong khác nhau nên để tính chính xác được
đường kính bó ống, ta bố trí ống rồi đo đường kính bó ống. Ống được sắp xếp
theo hình vuông với 32 ống chữ U, bước ống pt= 38,1, bán kính cong nhỏ nhất
rc= 38,1 và bố trí 2 lối. Khi đó đường kính bó ống là Db= 390mm.
Tra đồ thịHình 3.8, với kiểu ống chữ U, khoảng cách giữa bó ống với vỏ k
= 12mm
Đường kính trong của phần thân nhỏ: CT(3.26)
Dtr = Db + k = 390 + 12 = 402mm
4.3.2.1.12 Bước 12: Lựa chọn vách ngăn
Do thiết bị là thiết bị hóa hơi nên các vách ngăn không cắt và sử dụng để
cố định ốngHình 3.9d.
4.3.2.1.13 Bước 13: Tính hệ số cấp nhiệt đối lưu bên trong ống
Trong trường hợp này, chúng ta sử dụng hơi nước để gia nhiệt nên cần
tính theo trường hợp ngưng tụ nằm ngang.
Năng suất của ống, lưu lượng hơi ngưng tụ trên mỗi đơn vị chu vi của
ống, được tính bằng công thức: CT(3.41)
GH 0,318
3
72, 75.103
Nd tr 64..21, 74.10
4.3.2.1.14 Bước 14: Tính hệ số cấp nhiệt đối lưu ngoài ống
Mật độ dòng nhiệt:
Q 702,72
q 58,9kW/m2
F 11,93
Mật độ dòng nhiệt tới hạn theo Palen (1972): CT(3.58)
p r 2 14
q th t
d g( L H ) H
ng N
(471,8 142, 2) 14
= 0,44.1,5. . 0, 0082.9,81.(538, 96 14, 07).14, 07 2
64
= 260kW/m 2
Mật độ dòng nhiệt tới hạn cao nhất không được vượt quá 0,7 giá trị mật độ
dòng nhiệt tới hạn.
Ta có: q = 58,9kW/m2< 0,7.260 = 182kW/m2 nên thỏa mãn .
Hệ số cấp nhiệt đối lưu ngoài ống theo công thức Monstinski (1963):
CT(3.57)
P 0,17 P
1,2
P
10
0,104P 0,69
th q 0,7
1,8 4 10
Pth Pth Pth
5,84 0,17 5,84
1,2
5,84
10
0,104.38 0,69
.(58,9.10 ) 3 0, 7
1, 8 4 10
38 38 38
4838,14W/m 2o C
Hệ số dẫn nhiệt của thép cacbon tại 0oC là 60,75W/moC, tại 115oC là
57,2W/moC. Chọn t 59W / m o C . [Data aspenONE V8.4]
= 4840,88 N/m2
Giả sử dòng chảy trong ống chỉ là dòng 1 pha lỏng, không có sự chuyển
pha.Khi đó, vận tốc dòng nước trong ống:CT(3.24)
N l .G tr 1.0,318
v tr 0, 028m/s
N.Fmcn .tr 32.3, 71.104.947, 08
= 7,58 N/m2
Tổn thất áp suất trung bình trong ống lấy bằng trung bình cộng:
Ptrh Ptrl 4840,88 7.58
Ptr 2424, 23N/m 2 2, 42kN/m 2
2 2
Nhận xét:
- Kết quả aspen có sai khác tương đối lớn so với kết quả ta tính toán.
- Aspen cho ra kết quả số ống là 20 ống U, ít hơn tương đối nhiều so với
số ống ta tính toán là 32 ống.
- Có sự chênh lệch giữa nhiệt lượng trao đổi do aspen chia các thông số
vật lý của lưu thể thành nhiều đoạn nhỏ và tính toán trên từng khoảng nên
cho kết quả thấp và chính xác hơn.
- Vận tốc hơi trong ống theo kết quả của aspen lớn hơn nên hệ số cấp
nhiệt trong ống và tổn thất áp suất đều lớn hơn so với kết quả ta tính.
- Đối với ngưng tụ và bay hơi, do rất khó xác định được mô hình chuyển
động của lưu thể nên việc xây dựng được công thức tính toán chính xác là
rất khó khan. Do đó cần ứng dụng phần mềm, kết hợp với kinh nghiệm
thực tế để đưa ra được phương án tối ưu nhất.
4.3.2.2 Tính toán cơ khí
4.3.2.2.1 Thân thiết bị
Chọn vật liệu làm thân là thép carbon SA-516 70
Lưu thể trong thiết bị chịu áp suất 10bar nên thân thiết bị chịu áp suất
trong là:
ptr = 10 – 1 = 9 bar = 0,9 N/mm2
Trong đó:
S’ : Bề dầy thân thiết bị, mm
P : Áp suất tính toán trong thiết bị, N/mm2
: Ứng suất cho phép của vật liệu, N/mm2
Dt : Đường kính trong của thân,mm
: Hệ số bền mối hàn. Chọn 0,8
Chọn hệ số bổ sung bổ sung bề dầy là C = 1mm
Bề dầy thực của thân thiết bị:
S = S’ + C = 3,6 + 1 = 4,6mm
Theo tiêu chuẩn TEMA, tra Bảng 2.1 bề dầy tối thiểu của thân là 9,5mm.
Theo tính toán trên, đường kính trong phần thân nhỏ Dtr = 402mm
Theo tiêu chuẩn phụ lục (4), phần thân nhỏ chọn ống cỡ 18 có
- Đường kính trong Dtrn = 438,14mm
- Đường kính ngoài Dngn = 457,2mm
- Bề dầy theo SCH.STD là 9,53mm
- Chiều dài thân nhỏ Ltn = 300mm
Mật độ dòng nhiệt q = 58,9kW/m2> 40kW/m2 nên chọn phần thân lớn có
đường kính bằng 2 lần phần thân nhỏ:
- Đường kính trong Dtrl = 2.Dtrn= 2.438,14 = 876,28mm
- Đường kính ngoài Dngl = 895,34mm
- Bề dầy theo SCH.STD là 9,53mm
- Chiều dài phần nối Ln = 500mm
- Chiều dài phần thân lớn Ltl = 3100mm
Kiểm tra tốc độ bay hơi:
Chọn chiều cao vách ngăn chảy tràn là 550mm. Khi đó bề rộng của mặt
chất lỏng là 850mm. Diện tích mặt phẳng bay hơi:
S = 0,85.2,1 = 1,785m2
Vận tốc hơi trên bề mặt:
G 1,389
v ng h
0,055m/s
h .S 14,07.1,785
Vận tốc bay hơi tới hạn của lưu thể: CT(3.61)
12 12
H 538, 96 14, 07
v ng 0, 2 L 0, 2. 1, 22m/s
H 14, 07
Ta có 0,055m/s < 1,22m/s nên diện tích đủ để lưu thể bay hơi.
4.3.2.2.2 Phần đầu và phần sau
Chọn phần đầu có bề dầy bằng thân 9,53mm với chiều dài Ld = 400mm.
Chọn nắp phần đầu và nắp thân là nắp elip 2:1 có bề dầy bằng phần thân
9,53mm.
4.3.2.2.3 Ống vào, ra thiết bị
a) Ống vào hơi nước:
Chọn vận tốc hơi nước vào thiết bị v = 25m/s.
Đường kính ống vào hơi nước:
4Q 4.0,318
D = 0,133m 133mm
v 0,92..25
Trong đó:
Dt : Đường kính trong của thân thiết bị, mm
S : Bề dầy vỏ trụ, mm
Ca : Hệ số dư do ăn mòn, mm
K : hệ số kể đến độ bền của thân, tính như sau:
p.D t
k
(2,3 p)(S C)
Đường kính lớn nhất của lỗ cho phép không cần tăng cứng:
d max 3,7 3 D t (S C n )(1 k) 3, 7. 3 876, 28(9,53 1)(1 0, 29) 64,5mm
a) Bích thân
Kích thước, mm
Cỡ bích Dng ống A B C D
18 457,2 635,0 461,8 39,6 68,3
F G I J Số bu lông K.lượng
505,0 533,4 31,75 577,9 16 48,9kg
Kích thước, mm
Cỡ bích Dng ống A B C D
5 141,3 254,0 143,8 23,9 36,6
F G I J Số bu lông K.lượng
163,6 185,7 22,4 215,9 8 6,07kg
4.3.2.2.5 Vỉ ống
Chiều dầy vỉ ống của thiết bị có ống chữ U: CT(8-50)[8,182]
0,1p
h D t .
[ u ].
Trong đó:
Bề dầy:
Element "To" Elev Length Element Thk R e q d T h k Joint
Eff
Type mm mm mm Int. Ext. Long
Circ
---------------------------------------------------------------------
Ellipse 0.0 30.0 9.5 4.8 4.7 1.00
1.00
Cylinder 400.0 400.0 9.5 4.8 4.7 1.00
1.00
Body Flg 400.0 68.1 39.6 No Calc No Calc 1.00
1.00
Body Flg 498.1 68.1 39.6 No Calc No Calc 1.00
1.00
Cylinder 730.0 300.0 9.5 4.8 4.4 1.00
1.00
Conical 1230.0 500.0 9.5 7.5 5.9 1.00
1.00
Cylinder 3330.0 2100.0 9.5 6.4 7.4 1.00
1.00
Ellipse 3380.0 50.0 9.5 6.3 5.5 1.00
1.00
Bề dầy nhỏ nhất của thân thiết bị theo phân mềm là 8,4mm nên chọn 9,53mm đủ
bền.
Khối lượng:
4.3.2.2.10.2 Vỉ ống
Summary of Tubesheet Results:
-------------------------------------------------------------------
Condition Req Thk Actual Thk Actual Allow Result
(+CA) (mm) Stress (N/mm²)
-------------------------------------------------------------------
Bending 23.456 30.000 126.45 206.85 Ok
Min. Per code 25.400 30.000 ------ ------ Ok
-------------------------------------------------------------------
Chiều dầy tối thiểu vỉ ống cố định phần mềm đưa ra là 25,4mm nên chọn bề
dầy vỉ ống cố định là 30mm đủ bền.
4.3.2.2.10.3 Ống vào, ra thiết bị
a) Ống vào hơi nước
UG-45 Minimum Nozzle Neck Thickness Requirement: [Int. Press.]
Wall Thickness for Internal/External pressures ta = 0.7113 mm
Wall Thickness per UG16(b), tr16b = 4.6750 mm
Wall Thickness, shell/head, internal pressure trb1 = 4.7938 mm
Wall Thickness tb1 = max(trb1, tr16b) = 4.7938 mm
Wall Thickness tb2 = max(trb2, tr16b) = 4.6750 mm
Wall Thickness per table UG-45 tb3 = 7.1600 mm
Bề dầy tối thiểu phần mềm đưa ra là 4,79nên chọn bề dầy ống là 7,11 là đủ bền.
b) Ống ra nước ngưng
UG-45 Minimum Nozzle Neck Thickness Requirement: [Int. Press.]
Wall Thickness for Internal/External pressures ta = 0.2019 mm
Wall Thickness per UG16(b), tr16b = 4.6750 mm
Wall Thickness, shell/head, internal pressure trb1 = 4.7938 mm
Wall Thickness tb1 = max(trb1, tr16b) = 4.7938 mm
Wall Thickness tb2 = max(trb2, tr16b) = 4.6750 mm
Wall Thickness per table UG-45 tb3 = 2.5100 mm
Bề dầy tối thiểu phần mềm đưa ra là 2,51nên chọn bề dầy ống là 2,87 là đủ bền.
Bề dầy tối thiểu phần mềm đưa ra là 4,52nên chọn bề dầy ống là 5,54 là đủ bền.
Bề dầy tối thiểu phần mềm đưa ra là 5,26nên chọn bề dầy ống là 6,02 là đủ bền.
4.3.2.2.10.4 Chân đế
a) Chân đế trái
Horizontal Vessel Analysis Results: Actual Allowable
-------------------------------------------------------------------
Long. Stress at Top of Midspan 34.24 137.90 N/mm²
Long. Stress at Bottom of Midspan 35.71 137.90 N/mm²
Long. Stress at Top of Saddles 34.87 137.90 N/mm²
Long. Stress at Bottom of Saddles 35.03 137.90 N/mm²
b) Chân đế phải
Horizontal Vessel Analysis Results: Actual Allowable
-------------------------------------------------------------------
Long. Stress at Top of Midspan 34.77 137.90 N/mm²
Long. Stress at Bottom of Midspan 35.17 137.90 N/mm²
Long. Stress at Top of Saddles 35.37 137.90 N/mm²
Long. Stress at Bottom of Saddles 34.75 137.90 N/mm²
Ứng suất tác dụng lên chân đế nhỏ hơn giá trị cho phép.
Sau một thời gian tìm hiểu và nghiên cứu đề tài, em đã hoàn thành đồ án
tốt nghiệp của mình. Trong đó các công việc chính đã thực hiện bao gồm:
- Tổng quan về thiết bị trao đổi nhiệt gián tiếp.
- Tổng quan về các tiêu chuẩn thiết kế thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm.
- Đưa ra được trình tự tính toán, thiết kế thiết bị trao đổi nhiệt ống chùm.
- Đã áp dụng trình tự tính toán đưa ra để tính toán cho 3 trường hợp thiết
bị trao đổi nhiệt ống chùm.
- So sánh với kết quả tính toán của phần mềm AspenONE.
- Sử dụng phần mềm PVelite để kiểm tra bền thiết bị.
Kết quả của đồ án có thể áp dụng cho việc thiết kế các thiết bị trao đổi
nhiệt ống chùm nói riêng và thiết bị trao đổi nhiệt gián tiếp nói chung.
Mặc dù đã cố gắng nhưng bản đồ án chắc chắn còn nhiều thiếu sót. Rất
mong các thầy cô góp ý để đồ án của em được hoàn thiện hơn. Em xin chân
thành cám ơn.
Và em xin gửi lời cám ơn sâu sắc đến thầy TS. Vũ Đình Tiến đã chỉ bảo
và giúp đỡ em trong suốt thời gian thực hiện đồ án này.
PHỤ LỤC
Thiết bị vỏ 2 ngăn
14 14.000 355.60 6.35 7.92 9.53 9.53 11.13 15.09 12.7 19.05 23.83 27.79 31.75 35.71 35.71
16 16.000 406.40 6.35 7.92 9.53 9.53 12.7 16.66 12.7 21.44 26.19 30.96 36.53 40.49 40.49
18 18.000 457.20 6.35 7.92 11.13 9.53 14.27 19.05 12.7 23.88 29.36 34.93 39.67 45.24 45.24
20 20.000 508.00 6.35 9.53 12.7 9.53 15.09 20.62 12.7 26.19 32.54 38.1 44.45 50.01 50.01
22 22.000 558.80 6.35 9.53 12.7 9.53 - 22.23 12.7 28.58 34.93 41.28 47.63 53.98 53.97
24 24.000 609.60 6.35 9.53 14.27 9.53 17.48 24.61 12.7 30.96 38.89 46.02 52.37 59.54 59.54
[1] Bùi Hải, Dương Đức Hồng, Hà Mạnh Thư, 2001. Thiết bị trao đổi nhiệt. Nhà
xuất bản khoa học và kỹ thuật, Hà Nội.
[2] R.K. Sinnott,2005. Chemical Engineering Design, volume 6 , fourth edition.
Elsevier Butterworth-Heinemann, USA.
[3] Nguyễn Văn May, 2006. Thiết bị truyền nhiệt và chuyển khối. Nhà xuất bản
khoa học và kỹ thuật, Hà Nội.
[4] Standards of the tubular exchanger manufacturers association, 1999, 8th
edition. Tubular exchanger manufacturers association, INC.
[5] Phạm Xuân Toản, 2003. Các quá trình, thiết bị trong công nghệ hóa chất và
thực phẩm, tập 3: các quá trình và thiết bị truyền nhiệt. Nhà xuất bản khoa học
và kỹ thuật, Hà Nội.
[6]Hoàng Đình Tín, 2001. Truyền nhiệt & Tính toán thiết bị trao đổi nhiệt. Nhà
xuất bản khoa học và kỹ thuật, Hà Nội.
[7] Rajiv Mukherjee, Engineers India Ltd.Effectively Design Shell and Tube Heat
Exchangers. Chemical engineering progress,February 1998.
[8] Hồ Lê Viên, 2006. Tính toán, thiết kế các chi tiết thiết bị hóa chất và dầu khí.
Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật, Hà Nội.
[9]Cơ sở tính toán thiết bị hóa chất
[10]ASME B16.5 – 2003, Pipe Flangers and Flanged Fittings.
[11] Kuppan Thulukkanam, 2013. Heat exchanger design handbook, second
edition.Taylor & Francis Group,UK
[9] AspenONE V8.4 manual.
[10] PVelite 2015 manual.