Курсовая работа: Проектирование теплообменного аппарата
Название: Проектирование теплообменного аппарата Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа |
Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное агентство по образованию Южно-Уральский государственный университет Кафедра промышленной теплоэнергетики Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине “Тепломассообменное оборудование промышленных предприятий” Э - 330. 0000. 000. 00. ПЗ Нормоконтролер: Руководитель: Шашкин В. Ю. Шашкин В. Ю. “____” __________2009 г. “____” _________2009 г. Выполнил: Студент группы Э-330 ___________ Нафтолин А.Ю. “____” __________2009 г. Челябинск 2009 АннотацияЛожкина Э.А. Проектирование теплообменного аппарата.- Челябинск: ЮУрГУ, Э, 2009, ??с. Библиография литературы – 3 наименования. 1 лист чертежа ф. А1. Данный проект содержит тепловой конструктивный, компоновочный, гидравлический и прочностной расчёты горизонтального кожухотрубного теплообменного аппарата типа ОГ. В результате расчетов были определены тепловые и основные конструктивные характеристики теплообменного аппарата, гидравлические потери по ходу водяного тракта СОДЕРЖАНИЕ Введение 1. Тепловой конструктивный и компоновочный расчёты 2. Гидравлический расчёт 3. Прочностной расчёт Заключение Литература Введение Горизонтальный охладитель ОГ сварной четырёхкорпусной с диаметром трубок 22/26 мм предназначен для охлаждения конденсата и подогрева химически очищенной воды. Данный тип охладителей может быть установлен для турбин типа ВК-50-1, ВК-50-4. Горизонтальный охладитель представляет собой теплообменный аппарат, состоящий из четырёх корпусов, каждый из которых является кожухотрубчатой системой. В трубной системе теплоноситель делает один ход, а в межтрубном пространстве второй теплоноситель совершает два хода, для этого между трубками установлена перегородка, которая делит полость межтрубного пространства на две равные камеры. Теплоносители в системе аппарата протекают по принципу противотока. Теплоносители составляют систему «жидкость-жидкость» Данный теплообменный аппарат устанавливается на двух опорах. 1 . Тепловой и компоновочный расчёты 1) Определим конечную температуру охлаждаемой среды: Уравнение теплового баланса: Q1 ·η=Q2 =Q; (1-1) Q1 =G1 ·c1 · (t-t) – теплота отданная первым теплоносителем, (1-2) Q2 =G2 ·c2 · (t-t) – теплота воспринятая вторым теплоносителем,(1-3) Решая данные уравнения, совместно определяем конечную температуру охлаждаемой среды: t= t-; (1-4) Средние температуры обоих теплоносителей: t2ср ===55˚С, теплоёмкость при данной температуре с2 =4,1825; Принимаем температуру горячего теплоносителя равной 52˚С, t1ср ===66˚С, теплоёмкость при данной температуре с1 =4,1811; КПД теплообменника:η=0,98 t=80˚С–=52,4˚С- первоначальное допущение верно; Теплопередача в теплообменнике: Q=(90·1000/3600) ·4,177· (70-40)=3133 кВт; 2) Параметры сред: Вода при температуре t= 52˚С: Ρ=987,12 - плотность жидкости, λ=0,65 - коэффициент теплопроводности, υ=0,540·10-6 - коэффициент кинематической вязкости, Pr=3,4 – критерий Прандтля; Вода при температуре = 70˚С: ρ=977,8 - плотность жидкости, λ=0,668 - коэффициент теплопроводности, υ=0,415·10-6 - коэффициент кинематической вязкости, Pr=2,58 – критерий Прандтля; 3) Определение скоростей: Для начала определим число трубок в первом ходе, для этого зададимся скоростью охлаждающей воды в трубках. По п.1.3 (Рекомендуемые скорости теплоносителей) [1] ω2 =1-3 м/с. Принимаем ω2 =2 м/с.: (1-5) шт. Т.к. наш теплообменный аппарат 4-х секционный => общее число труб во всех секциях равно: (где Z=4) (1-6) Расстояние между осями труб выбираем по наружному диаметру трубы: [1] (1-7) Внутренний диаметр корпуса многоходового аппарата равен: (где η-коэффициент заполнения трубной решетки) (1-8) η=0,6-0,8. Принимаем η=0,6=>м Определим скорость теплоносителя протекающего в межтрубном пространстве. Для этого воспользуемся уравнением неразрывности: (где - площадь межтрубного пространства) (1-9) Для начала найдем, эта площадь равна: == Таким образом, из уравнения неразрывности => Что 4) Определение коэффициента теплоотдачи при течении жидкости в трубах: Reж2 =- критерий Рейнольдса, (1-10) Reж2 =; Nu2 =0,021· (Reж )0,8 · (Prж )0,43 (1-11) – число Нуссельта, (где Prс- число Прандтля при температуре внутренней стенки трубы, т.е. при tс=70-52=18˚С); Prс=5,02; Nu2 =0,021· (81482)0,8 · (3,4)0,43 · ; α2 =- коэффициент теплоотдачи от стенки к среде, (1-12) ; 5) Определение коэффициента теплоотдачи в межтрубном пространстве: При продольном омывании пучков труб в межтрубном пространстве кожухотрубчатых аппаратов за определяющий размер принимают эквивалентный диаметр, который с учетом периметра корпуса аппарата равен: (1-13) где Dвн - внутренний диаметр кожуха; m - количество труб в одном пучке; dн - наружный диаметр труб; м Reж1 =- критерий Рейнольдса, Reж1 = Nu1=Nuтр ·1,1· ()0,1 (1-14) – число Нуссельта при продольном омывании трубного пучка, где Nuтр –число Нуссельта при течении в трубах, Nuтр=0,021· (Reж )0,8 · (Prж )0,43 (1-15)– число Нуссельта, ( где Prс- число Прандтля при температуре стенки трубы, т.е. при tс=70-52=18˚С); Prс=5,02; Nuтр =0,021· (67663)0,8 · (2,58)0,43 196; Nu1 =196·1,1·=223; α1 =- коэффициент теплоотдачи от стенки к среде, α1 ==4137,9. 6) Определение коэффициента теплопередачи: К =, (1-16) Rз =0,00017 по табл. 1.3 [1] Материал трубок ст20 λс =57, К =; 7) Температурный напор: Схема течения теплоносителей в теплообменнике - противоток. Δtпрт =, (1-17) Δtпрт ==29°С, 8) Тепловой напор: q=k· Δt, (1-18) q=1753,5·29°С=51. 9) Площадь поверхности нагрева: F=, (1-19) F==61 м2 , 10) Длина труб в одной секции: l=, (1-20) l==5,5 м; 2. Гидравлический расчёт Полные гидравлические потери теплообменника: ΔР=ΣΔРтр +ΣΔРм+ΣΔРус+ΣΔРс, (2-1) Так как вода – капельная жидкость, то ΣΔРус<<ΣΔРтр +ΣΔРм, поэтому ΣΔРус не учитываем, так же теплообменник не сообщается с атмосферой, поэтому ΣΔРс=0. В итоге полные гидравлические потери: ΔР=ΣΔРтр +ΣΔРм. (2-2) 1) Гидравлические потери по ходу ХОВ: а) потери на трение: ΣΔРтр1 =(ζ+ζ)·, (2-3) Dэ =dвн =0.022 м, Поправка ζ незначительна. Так как трубки выполнены из материала Ст20, то шероховатость труб Δ=0.1мм. , Re=71197 – турбулентный режим течения, 15<Re<560 - область смешанного трения, значит ζ1=0.11·+, (2-4) ζ1=0.11·+=0.0299, ΣΔРтр1 =0.0299·=15.35 кПа, б) местные потери: ΣΔРм=Σζм·, (2-5) Значения коэффициентов местных сопротивлений имеющих место в данном теплообменнике указаны в таблице 2.3 [1]. В данном случае в трубной системе теплоноситель, попадая во входную камеру теплообменника, далее входит в трубки первой секции, потом выходит из трубок первой секции и с поворотом на 180º перемещается во вторую секции, где происходят те же процессы, потом также третья и четвёртая секции, потом идёт выходная камера и теплоноситель выходит из теплообменника. В итоге: Σζм=2·1,5+4·1+4·1+3·2,5=18.5, ΣΔРм==36.7 кПа, В итоге полные потери по ХОВ: ΔР1 =15.35+36.7=52.05 кПа. 2) Гидравлические потери по ходу конденсата: а) потери на трение: ΣΔРтр2 =(ζ2 +ζ)·, (2-6) - эквивалентный диаметр, (2-7) Площадь сечения межтрубного пространства, где протекает теплоноситель F=, (2-8) F==0.015 м2 , Рсм = - смоченный периметр, (2-9) Рсм ==1,99 м, dэ ==0.03м Поправка ζ незначительна, Так как трубки выполнены из материала Ст20, то шероховатость труб Δ=0.1мм. =300, Reж2 =47711– турбулентный режим течения, 15<Re<560 - область смешанного трения, значит Ζ2 =0.11· (+), (2-10) ζ2 =0.11· (+)=0.029, ΣΔРтр2 =0.029·=0,8 кПа, б) местные потери: ΣΔРм=Σζм·, (2-11) Значения коэффициентов местных сопротивлений имеющих место в данном теплообменнике указаны в таблице 2.3 [1]. Теплоноситель поступает в межтрубное пространство в первую секцию, где совершает два хода с поворотом на 180º, далее переходит во вторую секцию, где совершает аналогичные операции, так же в третьей и четвёртой секциях, потом выходит из теплообменника. Σζм=8·2+4·1.5+4·1=26, ΣΔРм==3,85 кПа, В итоге полные потери по конденсату: ΔР=0,8 +3,85 =4.65 кПа. 3. Прочностной расчёт Материал кожуха, труб, трубной решётки и других элементов аппарата выполнены из Ст20. Для данного диапазона температур: s*доп =100МПа- номинальное допускаемое напряжение [s]=s*доп *hк ; (3-1) hк =1-поправочный коэффициент; [s]=110МПа; 1) Цилиндрический кожух. Определение толщины стенки в местах нагруженным давлением 11 ата, то есть от выхода из трубной решётки одного корпуса до входа в трубную решётку другого корпуса: На данном участке водяного тракта внутренний диаметр принимаем, равным: Dв1 =Dв мин +5, мм; Dв мин =200 мм Dв1 =200мм+5мм=205мм; Расчётная толщина стенки: dр1 =; (3-2) jсв =1-коэффициент прочности, учитывающий ослабление цилиндра сварным швом по табл. 3.2 [1]; dр1 ==11 мм; (3-3) Конструктивная толщина стенки, принимается из условия: dк1 ³dр1 +С, С=2мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем: dк1 =13мм. (3-4) Определение толщины стенки кожуха в межтрубном пространстве при давлении 3.5ата: Dв2 =220 мм - внутренний диаметр кожуха; dр2 = - расчётная толщина стенки кожуха; (3-5) jсв =1-коэффициент прочности, учитывающий ослабление цилиндра сварным швом по табл. 3.2 [1]; dр2 ==4 мм; Конструктивная толщина стенки, принимается из условия: dк2 ³dр2 +С; С=3 мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем dк2 =7 мм. (3-6) 2) Плоские днища и крышки. а) Толщина днища или крышки, нагруженные давлением 11 ата, определяется по формуле: (3-7) Где значения К и расчетного диаметра DR 1 в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1] K=0.45 и DR 1 =DB 1 =205 мм (тип 4). Коэффициент ослабления К0 днища или крышки отверстиями в зависимости от характера расположения отверстий в днище (крышке): без отверстий К0 =1 Конструктивная толщина днища или крышки принимается из условия: d1 ³d1р +С; С=1 мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем d1 =30 мм. Допускаемое давление на плоское днище или крышку определяется по формуле: (3-8) Где Кр – поправочный коэффициент (3-9) б) Толщина днища или крышки, нагруженные давлением 3,5 ата, определяется по формуле: (3-10) Где значения К и расчетного диаметра DR 2 в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1] K=0.45 и DR 2 =DB 2 =220 мм (тип 4). Коэффициент ослабления К0 днища или крышки отверстиями в зависимости от характера расположения отверстий в днище (крышке): без отверстий К0 =1 Конструктивная толщина днища или крышки принимается из условия: d2 ³d2р +С; С=1 мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем d2 =18,6 мм. Допускаемое давление на плоское днище или крышку определяется по формуле: (3-11) 3) Расчет трубных решеток. Для теплообменных аппаратов с плавающей головкой толщина неподвижной трубной решетки определяется по формуле (3-12) где Dс.п. – средний диаметр прокладки фланцевого соединения, м; Р = max{|Pм |; |Pт |; |Pм – Pм |}, то есть Р = 11×106 Па. Величину Dс.п. принимаю 0,22 м. Тогда . Заключениекожухотрубный теплообменный аппарат В данной курсовой работе мы ознакомились с основой расчёта тепломассобменного оборудования. В ходе расчёта определены конструктивные размеры и параметры. В итоге мы получили: число трубок в каждом из корпусов-132 шт., длина каждой трубки – 5,7 м, толщина стенки кожуха – 7 мм, толщина днища – 18,6 мм, толщина трубных решеток – 20 мм, площадь поверхности нагрева – 64 м2 Общие потери давления, обусловленные гидравлическими сопротивлениями водяного тракта, составляют для конденсата 51,4 кПа, а для химически очищенной воды 42,55 кПа. Литература 1. Степанцова Л.Г. Расчет и проектирование теплообменных аппаратов: учебное пособие по курсу «Промышленные тепломассообменные процессы и установки». – Челябинск: ЮУрГУ, 1985 2. Краснощёков Е.А. Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче. – М.: Энергия, 1980 3. Бакластов А.М., Горбенко В.А. Промышленные тепломассообменные процессы и установки. – М.: Энергоатомиздат, 1986 |