Курсовая Проектирование теплообменного аппарата

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-25

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 22.11.2024

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;
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:
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)^0,43196;

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<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 180є 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<Re<560 - 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 180є, 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*h_к;                                                                                             (3-1)
h_к=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:

D_в1=D_в^мин+5, мм;

D_в^мин=200 мм

D_в1=200мм+5мм=205мм;

Расчётная толщина стенки:
d_р1=;                                                                               (3-2)
j_св=1-коэффициент прочности, учитывающий ослабление цилиндра сварным швом по табл. 3.2 [1];
d_р1==11 мм;                                                                     (3-3)

Конструктивная толщина стенки, принимается из условия:

d_к1³d_р1+С,

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

d_к1=13мм.
                                                                                  (3-4)

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

D_в2=220 мм - внутренний диаметр кожуха;
d_р2= - расчётная толщина стенки кожуха;                     (3-5)
j_св=1-коэффициент прочности, учитывающий ослабление цилиндра сварным швом по табл. 3.2 [1];

d_р2==4 мм;
Конструктивная толщина стенки, принимается из условия:

d_к2³d_р2+С;

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

d_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:

d₁³d_1р+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 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:

d₂³d_2р+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 D_с.п. – средний диаметр прокладки фланцевого соединения, м;

Р = max{|P_м|; |P_т|; |P_м – P_м|}, то есть Р = 11×10⁶ 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/

Bukvasha