Тепломассообменное оборудование промышленных предприятий

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=0,00017 по 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 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 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 ζ незначительна,

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:

dк1³dр1+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:

dк2³dр2+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]