Проектирование теплообменного аппарата (126231)

Посмотреть архив целиком

Размещено на http://www.allbest.ru/

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


Аннотация


Ложкина 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;


  1. 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;


  1. 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)0,43196;

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, (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 - 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, (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 - 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:

*доп=100МПа- номинальное допускаемое напряжение


[]=*доп*к; (3-1)


к=1-поправочный коэффициент;

[]=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=Dвмин+5, мм;

Dвмин=200 мм

Dв1=200мм+5мм=205мм;

Расчётная толщина стенки:


р1=; (3-2)


св=1-коэффициент прочности, учитывающий ослабление цилиндра сварным швом по табл. 3.2 [1];


р1==11 мм; (3-3)


Конструктивная толщина стенки, принимается из условия:

к1р1+С,

С=2мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем:

к1=13мм.


(3-4)


Определение толщины стенки кожуха в межтрубном пространстве при давлении 3.5ата:

Dв2=220 мм - внутренний диаметр кожуха;


р2= - расчётная толщина стенки кожуха; (3-5)


св=1-коэффициент прочности, учитывающий ослабление цилиндра сварным швом по табл. 3.2 [1];

р2==4 мм;


Конструктивная толщина стенки, принимается из условия:

к2р2+С;

С=3 мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем

к2=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 DR1 в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1]

K=0.45 и DR1=DB1=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:

11р+С;

С=1 мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем

1=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 DR2 в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1]

K=0.45 и DR2=DB2=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:

22р+С;

С=1 мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем

2=18,6 мм.

Допускаемое давление на плоское днище или крышку определяется по формуле:


(3-11)


  1. 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 = maxPм; Pт; PмPм, то есть Р = 11106 Па.

Величину Dс.п. принимаю 0,22 м.

Тогда

.


Заключение

кожухотрубный 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

Размещено на http://www.allbest.ru/