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)^0,43 196;

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 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 ,

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 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 *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_к1 ³d_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_к2 ³d_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_{R 1} в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1]

K=0.45 и D_{R 1} =D_{B 1} =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:

d₁ ³d_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_{R 2} в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1]

K=0.45 и D_{R 2} =D_{B 2} =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:

d₂ ³d_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