Реферат: Проектирование теплообменного аппарата
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;
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 =0,00017по 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 ζнезначительна. 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 ζнезначительна,
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 =Dвмин +5, мм;
Dвмин =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 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 К0днища 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 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 К0днища 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
.
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