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:

t_2ср= = =55˚С, теплоёмкость при данной температуре с₂=4,1825 ;

Принимаем температуру горячего теплоносителя равной 52˚С,

t_1ср= = =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:

Re_ж2= - критерий Рейнольдса, (1-10)

Re_ж2= ;

Nu₂=0,021· (Re_ж)^0,8· (Pr_ж)^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

Re_ж1= - критерий Рейнольдса,

Re_ж1=

Nu1=Nu_тр·1,1· ( )^0,1 (1-14) – число Нуссельта при продольном омывании трубного пучка, где Nu_тр–число Нуссельта при течении в трубах,

Nuтр=0,021· (Re_ж)^0,8· (Pr_ж)^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;

Nu_тр=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)

R_з=0,00017 по табл. 1.3 [1]

Материал трубок ст20 λ_с=57 ,

К = ;

7) Температурный напор:

Схема течения теплоносителей в теплообменнике - противоток.

Δt_прт= , (1-17)

Δt_прт= =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)

D_э=d_вн=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 +ζ )· , (2-6)

- эквивалентный диаметр, (2-7)

Площадь сечения межтрубного пространства, где протекает теплоноситель

F= , (2-8)

F= =0.015 м²,

Р_см= - смоченный периметр, (2-9)

Р_см= =1,99 м,

d_э= =0.03м

Поправка ζ незначительна,

Так как трубки выполнены из материала Ст20, то шероховатость труб Δ=0.1мм.

=300,

Re_ж2=47711– турбулентный режим течения,

15 - область смешанного трения, значит

Ζ₂=0.11· ( + ) , (2-10)

ζ₂=0.11· ( + ) =0.029,

ΣΔР_тр2 =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:

D_в1=D_в^мин+5, мм;

D_в^мин=200 мм

D_в1=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:

D_в2=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 D_R1 в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1]

K=0.45 и D_R1=D_B1=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 К_р – 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 D_R2 в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1]

K=0.45 и D_R2=D_B2=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 D_с.п. – средний диаметр прокладки фланцевого соединения, м;

Р = maxP_м; P_т; P_м – P_м, то есть Р = 1110⁶ Па.

Величину D_с.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/