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

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 Тепловой конструктивный и компоновочный расчёты Гидравлический расчёт Прочностной расчёт

Заключение

Литература

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

Определим конечную температуру охлаждаемой среды:

Уравнение теплового баланса:

Q₁· з=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: з=0,98

t=80?С-=52,4?Спервоначальное допущение верно;

Теплопередача в теплообменнике:

Q=(90· 1000/3600) · 4,177· (70−40)=3133 кВт;

Параметры сред:

Вода при температуре t= 52? С:

С=987,12 — плотность жидкости, л=0,65 — коэффициент теплопроводности, х=0,540· 10^-6 — коэффициент кинематической вязкости,

Pr=3,4 — критерий Прандтля;

Вода при температуре = 70? С:

с=977,8 — плотность жидкости,

л=0,668 — коэффициент теплопроводности, х=0,415· 10^-6 — коэффициент кинематической вязкости,

Pr=2,58 — критерий Прандтля;

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) щ₂=1−3 м/с. Принимаем щ₂=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 з-коэффициент заполнения трубной решетки) (1−8)

з=0,6−0,8. Принимаем з=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 Prсчисло Прандтля при температуре внутренней стенки трубы, т. е. при tс=70−52=18?С);

Prс=5,02;

Nu₂=0,021· (81 482)^0,8· (3,4)^0,43· ;

б₂=- 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 Prсчисло Прандтля при температуре стенки трубы, т. е. при tс=70−52=18?С);

Prс=5,02;

Nu_тр=0,021· (67 663)^0,8· (2,58)^0,43196;

Nu₁=196· 1,1·=223;

б₁=- коэффициент теплоотдачи от стенки к среде, б₁==4137,9 .

6) Определение коэффициента теплопередачи:

К =, (1−16)

R_з=0,17 по табл. 1.3 [1]

Материал трубок ст20 л_с=57,

К =;

7) Температурный напор:

Схема течения теплоносителей в теплообменнике — противоток.

Дt_прт=, (1−17)

Дt_прт==29°С,

8) Тепловой напор:

q=k· Дt, (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:

ДР=УДРтр +УДРм+УДРус+УДРс, (2−1)

Так как вода — капельная жидкость, то УДРус<<�УДРтр +УДРм, поэтому УДРус не учитываем, так же теплообменник не сообщается с атмосферой, поэтому УДРс=0.

В итоге полные гидравлические потери:

ДР=УДРтр +УДРм. (2−2)

1) Гидравлические потери по ходу ХОВ:

а) потери на трение:

УДРтр1 =(ж+ж)·, (2−3)

D_э=d_вн=0.022 м, Поправка ж незначительна. Так как трубки выполнены из материала Ст20, то шероховатость труб Д=0.1мм.

Re=71 197 — турбулентный режим течения,

ж1=0.11· +=0.0299,

УДРтр1 =0.0299· =15.35 кПа, б) местные потери:

УДРм=Ужм·, (2−5)

Значения коэффициентов местных сопротивлений имеющих место в данном теплообменнике указаны в таблице 2.3.

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:

Ужм=2· 1,5+4·1+4·1+3·2,5=18.5,

УДРм==36.7 кПа, В итоге полные потери по ХОВ:

ДР₁=15.35+36.7=52.05 кПа.

2) Гидравлические потери по ходу конденсата:

а) потери на трение:

УДРтр₂=(ж₂+ж)·, (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 ж незначительна, Так как трубки выполнены из материала Ст20, то шероховатость труб Д=0.1мм.

=300,

Re_ж2=47 711- турбулентный режим течения,

15₂=0.11· (+), (2−10)

ж₂=0.11· (+)=0.029,

УДР_тр2 =0.029· =0,8 кПа, б) местные потери:

УДРм=Ужм·, (2−11)

Значения коэффициентов местных сопротивлений имеющих место в данном теплообменнике указаны в таблице 2.3.

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.

Ужм=8· 2+4·1.5+4·1=26,

УДРм==3,85 кПа, В итоге полные потери по конденсату:

ДР=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:

*_доп=100МПаноминальное допускаемое напряжение

[]=*_доп*_к; (3−1)

_к=1-поправочный коэффициент;

[]=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:

_р1=; (3−2)

_св=1-коэффициент прочности, учитывающий ослабление цилиндра сварным швом по табл. 3.2 [1];

_р1==11 мм; (3−3)

Конструктивная толщина стенки, принимается из условия:

_к1р1+С, С=2мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем:

_к1=13мм.

(3−4)

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

D_в2=220 мм — внутренний диаметр кожуха;

_р2= - расчётная толщина стенки кожуха; (3−5)

_св=1-коэффициент прочности, учитывающий ослабление цилиндра сварным швом по табл. 3.2 [1];

_р2==4 мм;

Конструктивная толщина стенки, принимается из условия:

_к2р2+С;

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

_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:

_11р+С;

С=1 мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем

₁=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:

_22р+С;

С=1 мм-поправка на коррозию стенки под действием среды омывающей её, принимаем

₂=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 = maxP_м; P_т; P_м — P_м, то есть Р = 1110⁶ 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.

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