145786 (728710), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

_м=0,354(0,107/0,003)*224^0,5*101,72^0,33*(101,72/132,8)^0,18=695,3 Вт/( м²*К)

_{м пр}=695,3*0,95=660,5 Вт/( м²*К)

q=660,5*(54-32,7)=14069,4 Вт/м²

к=1/((1/660,5)+(0,0015*2,26*0,014/104,5*0,011)+(2,26*0,014/4263,5*0,011))=

=412 Вт/( м²*К)

F=44300/412*34=3,16 м²

Поверхность охлаждения с учетом загрязнения[9,стр.56]:

F=1,1*F, м² (2.16)

F=1,1*3,16=3,47 м²

Далее проводим аналогичный расчет для разных скоростей воды и масла, для того, чтобы выбрать оптимальную площадь поверхности охлаждения и оптимальные скорости воды и масла. Варианты расчетных скоростей и результаты вычислений приведены в табл. 2.1.

Таблица 2.1

Зависимость поверхности охлаждения маслоохлодителя от скоростей воды и масла .

Выбираем вариант с площадью поверхности охлаждения F=3,47м² и скоростями воды и масла wв=1 м/с и wм=0,5м/с.

3. КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ.

3.1 Определение количества трубок и способа их размещения.

Конструктивный расчет кожухотрубных теплообменников состоит в определении количества трубок и способа их размещения, нахождении внутреннего диаметра корпуса и числа ходов в трубном и межтрубном пространстве.

В основу расчета положены исходные и результаты теплового расчета, приведенные выше.

Общая длина трубы в расчете на одноходовой пучок, м[6,стр.26]:

L=900*F*dвн*wв*в/Gв (3.1.1)

F- поверхность теплообмена, м²;

dвн – внутренний диаметр трубы,м;

wв – скорость теплоносителя (в нашем случае это скорость воды, т.к. она течет внутри трубок), м/с;

в – плотность воды, кг/ м³;

Gв – часовой расход воды, кг/ч;

L=900*3,16*0,014*1*997,45/10008=9,3м

Рабочая длина трубы в одном ходу,м:

L’=L/Zв, м

L – общая длина трубы,м;

Zв – число ходов по воде; (3.1.2) [6,стр26]

Определяем число ходов по воде. Для этого рассчитаем несколько вариантов и выберем оптимальный.

Zв=2 L’=9,3/2=4,65 м

Zв=4 L’=9,3/4=2,325 м

Zв=6 L’=9,3/6=1,55 м

Выбираем Zв=4 и L’=2,325 м.

Число трубок одного хода в трубном пространстве, шт.:

No=(4*Gв)/(3600**dвн²*в*wв ) (3.1.3) [6,стр27]

Gв – массовый расход воды в трубном пространстве, кг/ч;

dвн – внутренний диаметр трубок, м;

в – плотность воды, кг/м³;

wв – скорость воды,м/с;

No=(4*10008)/(3600*3,14* (0,014)²*997,45*1)=18 шт

Общее количество трубок, шт;

N=No*Zв,шт (3.1.4) [6,стр27]

No - число труб одного хода в трубном пространстве, шт;

Zв – число ходов воды в трубном пространстве;

N=18*4=72

Шаг труб в пучке t (расстояние между центрами трубок) принимают из условий прочности:

t=(1,3…1,.5)*dн, м (3.1.5) [6,стр27]

dн – наружный диаметр трубок,м;

t=1,3*0,016=0,02м

Выбираем концентрическое размещение труб из условий максимальной компактности, удобства разметки трубных досок и монтажа пучка труб. [6,стр27]

3.2 Внутренний диаметр корпуса теплообменника.

Для многоходовых теплообменников внутренний диаметр корпуса определяется:

D=1,1*t*(N/)^0,5,м (3.2.1) [6,стр28]

t – щаг труб в пучке,м;

N – общее количество труб,шт;

 - коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);

D=1,1*0,02*(72/0,7)^0,5=0,223м

3.3 Конструкция и размеры межтрубного пространства.

Для повышения скорости теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубных теплообменников используются поперечные перегородки. В нашем случае это перегородки типа диск-кольцо. [6,стр28]

Площадь межтрубного пространства,:

Sмтр=S1=S2=S3=Gм/(3600*м*wм), м² (3.3.1) [6,стр29]

S1 – площадь кольцевого зазора между корпусом и диском, м²;

S2 – площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками, м²;

S3 – проходное сечение для теплоносителя в кольце, м²;

Gм – массовый расход теплоносителя (в данном случае это масло, т.к. оно течет в межтрубном пространстве) ,кг/ч;

м – плотность масла, кг/м³;

wм – скорость масла в межтрубном пространстве, м/с;

Sмтр=10008/(3600*859,3*0,5)=0,0065 м²

Площадь кольцевого зазора между корпусом и диском:

S1=(/4)*[( D²- D2²)-N*dн²], м² (3.3.2) [6,стр28]

D – внутренний диаметр корпуса, м;

D2 – диаметр дисковой перегородки, м;

N – число труб, шт;

dн –наружный диаметр трубки, м;

D2=[(*( D²- N*dн²)-4*S1)/ ]^0,5,м

D2=[(3,14*( 0,223²- 72*(0,016)²)-4*0,0065)/3,14]^0,5=0,152м

Проходное сечение для теплоносителя в кольце:

S3=(* D1²/4)*[1-0,91**(dн/t)²], м² (3.3.3) [6,стр29]

D1 – диаметр кольцевой перегородки, м;

 - коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);

dн –наружный диаметр трубки, м;

t – щаг труб в пучке,м;

D1=[4*S3/((1-0,91**(dн/t)²)* )] ^0,5,м

D1=[4*0,0065/((1-0,91*0,7*(0,016/0,02)²)*3,14)] ^0,5=0,014м

Площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками:

S2=*Do*h*(1-(dн/t)),м² (3.3.4) [6,стр28]

Do – средний диаметр, м;

Do=0,5*(D1+D2)=0,083м

h – расстояние между перегородками, м;

dн –наружный диаметр трубки, м;

t – щаг труб в пучке,м;

h=S2/[*Do*(1-(dн/t))], м

h=0,0065/[3,14*0,083*(1-(0,016/0,02))]=0,1244 м

Число ходов масла в межтрубном пространстве:

Zм=L’/h

L’ – рабочая длина трубы в одном ходу, м:

h – расстояние между перегородками, м;

Zм=2,325/0,1244=18

Число перегородок в межтрубном пространстве равно Zм-1=18-1=17

3.4 Определение диаметра патрубков.

Диаметр патрубков dn зависит от расхода и скорости теплоносителя и определяется из соотношения:

(/dn²)=(G/(3600**wn)) (3.4.1) [6,стр31]

G – расход теплоносителя, кг/ч;

 - плотность теплоносителя, кг/м³;

wn – скорость теплоносителя, м/с.

dn=[(4*G)/( *3600**wn)]^0,5,м

Скорости в патрубках обычно принимаются несколько большими, чем в аппарате. Мы принимаем:

wв=2,5м/с

wм=1м/с

Т.о. диаметр патрубков для воды:

dnв=[(4*10008)/( 3,14*3600*997,45*2,5)]^0,5=0,0014м,

для масла:

dnм=[(4*3,6)/( 3,14*859,3*1)]^0,5=0,0053м,

4. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.

Задачей гидравлического расчета является определение величины потери давления теплоносителей при их движении через теплообменные аппараты. Падение давления Рто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, Па:

Рто=Ртр+Рмс=[(*L’* w²)/(dэ*2)]*+*( (w²*)/2), Па

(4.1.1) [6,стр32]

 - коэффициент гидравлического трения ( для латунных труб =0,02);

L’ – рабочая длина трубы в одном ходу, м;

w – средняя скорость движения теплоносителя на данном участке, м/с;

dэ – эквивалентный диаметр сечения канала, равный 4*f/Sсм;

f – площадь сечения прохода теплоносителя, м²;

f=Sмтр=0,0065 м² ;

Sсм – смоченный периметр прохода теплоносителя, м;

Sсм=*D;

D – внутренний диаметр корпуса теплообменника, м;

Sсм=3,14*0,223=0,7м;

dэ=4*0,0065/0,7=0,037м

 - плотность теплоносителя, кг/м³;

 - сумма коэффициентов местных сопротивлений. Ихзначения мы берем из таблицы (табл.1,[9]);

Для воды мы учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.1.

Таблица 4.1.

Значения коэффициентов местных сопротивлений.

Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для воды:

в=1,5*2+2,5*3+1*2=12,5

Ртов=Ртр+Рмс=[(0,02*2,325*1²)/(0,037*2)]*997,45+[12,5*((1²*997,45)/2)]=

=6861 Па

Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:

Рр=Рто+Ртр,Па

Ртр=[(*L’* w²)/(dэ*2)]*=[(0,02*2,235*1²)/(0,037*2)]*997,45=626,8 Па

Ррв=6861+626,8=7478,7 Па

Соответствующее значение температурного напора:

Нр=Рр/(*g), м (4.1.2) [6,стр34]

Рр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;

 - плотность теплоносителя, кг/м³;

g – ускорение свободного падения, м²/с;

Нрв=7487,7/(997,45*9,8)=0,77 м

Мощность N, кВт на валу насоса:

N=(G*Рр)/(1000**н), кВт (4.1.3) [6,стр34]

G – расход рабочей среды, кг/с;

Рр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;

 - плотность теплоносителя, кг/м³;

н – КПД насоса;

Nв=(2,78*7487,7)/(1000*997,45*0,7)=0,03 кВт

Далее делаем аналогичный расчет для масла.

=0,02+(1,7/Re ^0,5)

=0,02+(1,7/19,7^0,5)=0,4

Для масла учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.2.

Таблица 4.2.

Значения коэффициентов местных сопротивлений.

Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для масла:

м=1,5*2+1,5*17+1,2*2+0,7*2=32,9

Ртом=Ртр+Рмс=[(0,4*0,325*0,5²)/(0,037*2)]*859,3+[32,9*((0,5²*859,3)/2)]=

=6233,7 Па

Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:

Ртрм= (0,4*0,325*0,5²)/(0,037*2)]*859,3=2699,8Па

Ррм=6233,7+2699,8=8933,5 Па

Соответствующее значение температурного напора:

Нрм=8933,5/(859,3*9,8)=1,06 м

Мощность N, кВт на валу насоса:

Nм=(3,6*8933,5)/(1000*859,3*0,7)=0,053 кВт

Характеристики

Список файлов реферата