TMO KURSOVIK (708805), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₂, вычисляем соответствую­щие им величины q₂. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 6

1.27 Передача теплоты через накипь.

1.27.1 Вычисляем удельный тепловой поток

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₃, определим соответствую­щие им величины q₃. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 7

1.28 Передача теплоты от накипи к воде.

1.28.1 Вычисляем удельный тепловой поток

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₄, определим соответствую­щие им величины q₄. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 8

1.29 Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне

,°С.

Δt₂= =71.015 ^oС;

q₂= =2698.6 .

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответст­вующей Δt₂, проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пере­сечения с кривой . Из точки пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим значение удельного теплово­го потока q_гр, .

Σt=51.9+5.96+12.98+0.0005=70.89 ^oC;

q_ГР=226.54 .

1.30 Определяем коэффициент теплопередачи во 2-й зоне

, .

K= =3189.958 .

1.31 Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит

, м² .

F₂= =73.738 м².

1.32 Определяем суммарную поверхность теплообмена

F=F₁+F₂ , м².

F=73.738+0,4846=74.22 м².

1.33 Вычисляем длину трубок

, м,

где d_ср - средний диаметр трубок, м; (d_ср =0,028 м)

, м

d_ср= =0,028 м;

L= =4.5 м.

2. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

Этот расчет устанавливает затрату энергии на движение теп­лоносителей через аппарат. Гидравлическое сопротивление паро­водяных теплообменников по межтрубному пространству, как пра­вило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей и малой его плотности мала.

Полный напор ΔР, необходимый для движения жидкости или аза через теплообменник, определяется по следующей формуле:

ΔP=∑ΔP_ГР+∑ΔP_м+∑ΔP_у+∑ΔP_Г , Па,

где ∑ΔP_ГР - сумма гидравлических потерь на трение, Па;

∑ΔP_м - сумма потерь напора в местных сопротивлениях, Па;

∑ΔP_у - сумма потерь напора, обусловленных ускорением потока, Па;

∑ΔP_Г - перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости, Па.

Гидравлические потери на трение в каналах при продоль­ном смывании пучка труб теплообменного аппарата определяются по формуле

, Па,

где ΔP_ТР - коэффициент сопротивления трения;

ℓ - длина трубы, м;

d_Э - эквивалентный диаметр, равный внутреннему диаметру трубок, м;

р - плотность воды, ;

ω - средняя скорость воды на данном участке, .

Коэффициент сопротивления трения для чистых трубок мож­но рассчитать по выражению

.

λ_ТР= =0,0183 ;

ΔP_ТР = 5633.56 Па.

Гидравлические потери давления в местных сопротивле­ниях можно определить по формуле

, Па,

где - коэффициент местного сопротивления, его находят отдель­но для каждого элемента подогревателя ( =1,5).

ΔP_м= =1893,12 Па.

Потери давления, обусловленные ускорением потока вслед­ствие изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала, определяются по выражению

Па,

где ω₁ и ω₂- скорости теплоносителя во входном и выходном сече­ниях потока соответственно, ;

ρ₁ и ρ₂ - плотности теплоносителя во входном и выходном сечениях потока соответственно, ,

ΔP_у = 0 (для капельных жидкостей ΔP_у ничтожно мало и не принимается в расчет).

Перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости равен нулю, т.к. данный подогреватель не со­общается с окружающей средой: ΔP_Г = 0.

2.1 Определим полный напор, необходимый для движения воды через аппарат,

ΔP=ΔP_ГР+∑ΔP_м , кПа.

ΔP=5633.56+1893.12=7527.04 кПа.

2.2 Определим мощность, необходимую для перемещения воды через подогреватель,

, кВт,

где G_B - объемный расход воды, ;

ŋ = 0,85 - коэффициент полезного действия насоса;

ΔP - полный напор, кПа.

N= =528.37 кВт.

2.3 Определение размеров патрубков:

Для воды (входной и выходной патрубки).

2.3.1 Вычисляем площадь сечения патрубка

, м²,

F_пат= =0,005 м²,

2.3.2 Определяем диаметр патрубка

, м.

d_пат= =0,08 м,

2.3.3 Патрубок для входа пара.

Принимаем скорость пара в патрубке ω_п = 30 . Вычисляем площадь сечения патрубка

, м²

где D_п - массовый расход пара, ;

ρ_п - плотность пара при средней температуре пара, .

F^п_пат= =0,06953 м²

2.3.4 Определяем диаметр патрубка по формуле.

d_пат =0,2975 м

2.3.5 Патрубок для выхода конденсата.

Принимаем скорость конденсата в патрубке ω_к= 3 . Плотность конденсата находится при температуре насыщения пара t_s.

2.3.6 Вычисляем площадь сечения патрубка по выражению.

F_ппат= =0,003 м²

Определим диаметр патрубка по формуле.

d_пат= =0,062 м

2.3.7 Патрубок для откачки воздуха.

Принимаем расход воздуха G'_в= 0,05 D_п=0,05 8,116=0,4, .

Скорость воздуха ω_в = 8 .

2.3.8 Вычисляем площадь сечения патрубка по выражению.

F^п_пат= =0,0128 м²

2.3.9 Определяем диаметр патрубка по формуле.

d_пат= =0,1278 м

Обобщение результатов расчета.

В результате проведенных расчетов разработан подогреватель, имеющий следующие характеристики:

1.Расход воды - G_в =199 ;

2.Расход греющего пара -D_п=8,13 ;

3.Температура:

воды на входе -t`_в=21°С;

воды на выходе -t``_в=90°С;

пара на входе - t_п=175°С;

конденсата - t_к=160°С;

4.Размеры подогревателя:
внутренний диаметр корпуса - D_в=617.4 мм;
толщина стенок корпуса - δ_ст=4 мм;
высота трубок - h=4000 мм;

5.Число ходов - m=2

6.Число трубок - n=187 шт.;

7.Поверхность нагрева - F=74.22 м²;

8.Необходимая мощность насоса - N=528.37 кВт.

3. МЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Произведем расчет основных узлов и деталей аппарата на прочность. Конструкция и элементы аппаратов должны рассчиты­ваться на наибольшее допускаемое рабочее давление с учетом воз­можных температурных напряжений, особенностей технологии изготовления деталей, агрессивности действия рабочей среды и особенностей эксплуатации.

3.1 Определим толщину стенки кожуха

, м ,

где р - расчетное давление, Па; σ_доп -допускаемое напряжение, Па;

φ_св- коэффициент прочности сварного шва.

δ_к= =0,00153 м.

3.2 Производим расчет толщины эллиптического днища.

Ис­ходя из условия технологичности изготовления принимаем предва­рительно δ_д =δ _К = 4 мм, тогда толщина стенки днища, имеющего отверстие, определяется по выражению

, м.

Условия применимости этой формулы:

;

;

;

где h_вып - высота выпуклой части днища, м;

D_вн - внутренний диа­метр корпуса, м;

d - наибольший диаметр отверстия в днище, м;

С - прибавка, учитывающая допуск на прокат, коррозию и т.д., м; z - коэффициент, учитывающий ослабление днища из-за отверстия.

3.3 Определяем коэффициент, учитывающий ослабление днища из-за отверстия,

z=1 при

d=0,6 0,614=0,273 м;

h_вып=0,614 0,2=0,091 м;

δ_д= =0,002334 м.

3.4 Произведем расчет трубной решетки.

Расчетное давление при расчете трубной решетки выбирается по большему из трех следующих значений:

,Па,

,

,

где Р_м, Р_Т - давление в межтрубном и трубном пространстве соответственно, Па;

Р_мп, Р_тп - пробное давление при гидравлическом испытании в межтрубном пространстве и в трубах, Па;

ρ - отношение жесткости трубок к жесткости кожуха;

γ - расчетный температурный коэффициент;

k - модуль упругости системы трубок, ;

α - коэффициент перфорации.

3.5 Определяем коэффициент, выражающий отношение жестко­сти трубок к жесткости кожуха,

,

где Ет, Ек - модули упругости материала трубок и кожуха соответ­ственно (Е = =1,1 10⁶ атм. = 1,078 10¹¹ Па - для латуни, Е = 2,1 10⁶ атм. = 2,058 10¹¹ Па - для стали), МПа; F_к, F_Т - площади сечения ма­териала трубок и кожуха, м².

Характеристики

Список файлов реферата