Реферат: Охлаждение, компрессионная машина

Пояснительная записка к комплексному курсовому проекту

«»

Исполнитель

Руководитель

Минск

2000

ВВЕДЕНИЕ

В газотурбинных установках и компрессионных машинах маслоохладители обеспечивают отвод тепла , полученного маслом в подшипниках , редукторных передачах и других элементах . Охлаждение масла производится водой , охлаждаемой в градирнях . В некоторых случаях охлаждение производится проточной водой . Теплообмен между маслом и водой осуществляется в кожухотрубных многоходовых маслоохладителях с кольцевыми или сегментными перегородками между ходами .

В этих аппаратах осуществляется веерное или зигзагообразное течение масла с поперечным обтеканием труб , близким по характеру к обтеканию труб в шахматном пучке . Веерное течение масла осуществляется в маслоохладителях с кольцевыми перегородками , а зигзагообразное – с сегментными . Требуемое число ходов со стороны масла обеспечивается изменением количества перегородок , установленных на пучке труб между трубными досками . В результате значительно уменьшается число креплений труб в трубных досках и снижается трудоемкость изготовления аппарата по сравнению с одноходовой конструкцией . Одновременно с этим снижается эффективность теплообмена в результате перетекания масла из входа в ход через технологические зазоры между перегородками и корпусом и через зазоры около труб пучка .

Со стороны воды маслоохладители выполняются обычно также многоходовыми за счет изменения числа перегородок в крышках , что позволяет регулировать подогрев воды и ее расход без существенного снижения коэффициентов теплоотдачи со стороны воды .[8]

Для охлаждения масла , используемого в подшипниках , редукторных передачах и других элементах компрессорных машин , заводом « Энергомаш « выпускается серия аппаратов типа МА с поверхностью 2;3;5;6;8;16 и 35 м² . Все охладители имеют вертикальное исполнение и состоят из следующих основных узлов : верхней съемной крышки 1 , трубной системы 2 и корпуса 3 . Вода движется внутри труб и камер , масло – в межтрубном пространстве . Направление движения масла в этих аппаратах создается системой сегментных перегородок или перегородок типа диск-кольцо .[7,стр.32]

1. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ МАСЛА

В ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКЕ

На рис. 1 показана принципиальная схема системы маслоснабжения газоперекачивающего турбокомпрессорного агрегата НЗЛ типа ГТК – 10 , предназначенного для установки на перекачивающих станциях газопроводов . Общая вместимость маслосистемы – 13 м³ . В данном агрегате маслобак совмещен с рамой газотурбокомпрессора . Заливка масла в него осуществляется по специальной линии через фильтр тонкой очистки 1 . Из нижней части ( картера ) бака 2 масло пусковым 4 или главным 6 масляным насосом через систему обратных клапанов 5 подается к охладителю 8 и далее через фильтр 3 по напорным линиям на смазывание и охлаждение подшипников турбины и компрессора . Из подшипников масло вновь сливается в нижнюю часть маслобака 2 .

Охлаждение масла в аппарате 8 осуществляется антифризом , не замерзающим при понижении температуры наружного воздуха до –40 ⁰ С . Охлаждение антифриза производится в параллельно включенных аппаратах 10 , имеющих систему воздушного охлаждения . Воздух через эти охладители продувается вентиляторами 11 , приводимыми от электродвигателей . Циркуляция антифриза в системе осуществляется с помощью главного насоса 13 . Насос 14 является резервным . Бачок 12 служит демпфером . В баках 15 и 17 вместимостью по 10 м³ каждый содержатся соответственно антифриз и дистиллят . Насос 16 является вспомогательным и служит для заполнения системы охлаждения антифризом или дистиллятом . В летнее время рабочим телом в системе охлаждения служит дистиллят . В этом случае для обеспечения работоспособности схемы в зимних условиях в ней предусмотрен дополнительный подогреватель 9 .

Охлаждение масла в данном агрегате осуществляется , таким образом , по двухконтурной схеме : в аппарате 8 теплота от масла передается антифризу ( дистилляту ) , от которого она в свою очередь отводится воздухом в охладителях 10 . Применение этой двухконтурной схемы охлаждения масла в данном случае продиктовано двумя причинами : отсутствием в месте установки газотурбокомпрессоров необходимого количества охлаждающей воды ; необходимостью обеспечения ее надежной работы при температурах наружного воздуха ниже 0 ⁰ С , так как с целью снижения стоимости сооружения газоперекачивающих станций часть их оборудования располагается на открытых площадках .[7,стр.14]

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА.

Принимаем схему вертикального маслоохладителя с прямыми трубками и перегородками типа диск-кольцо. Внутри трубок течет охлаждающая вода (пресная), в межтрубном пространстве – трансформаторное масло, омывая трубки снаружи.

Средняя температура масла в маслоохладителе[9, стр.54]:

tм.ср.=0,5*(tм1+tм2), ^о С (2.1)

где tм1-температура масла на входе в маслоохладитель, ^о С;

tм2-температура масла на выходе из маслоохладителя ^о С;

t_м.ср =0,5*(60+48)=54^о С.

Физические свойства при tм.ср.= 54^о С: [9, приложение 3]

С_{р m м} =1,876 кДж/(кг ^о С)

r_м =859,3кг/м³

n_м =6,68*10^-6 м² /с

Pr_м =101

Количество тепла, которое необходимо отвести охлаждающей водой от масла[9, стр.54]:

Qм=(Gм*rм* Срmм*(t_м1 -t_м2 ))/3600, кВт/с (2.2)

где Gм - номинальный расход масла через аппарат, м³ /ч;

rм – плотность масла при tм.ср.= 54^о С, кг/м³ ;

С_{р m м} –удельная теплоемкость масла при tм.ср.= 54^о С, кг/м³ ;

Qм =(8,4*859,3*1,876*(60-48))/3600=44,3 кВт/с

Физические свойства воды при tв=18 ^о С: [9, приложение2]

С_{р m в} =4,185 кДж/кг*^о С

rв=998,5кг/м³

Температура охлаждающей воды при выходе из маслоохладителя:

Qм= Qв

Gм*rм* Срmм*(tм1-tм2)= Gв*rв* Срmв*(tв2-tв1) [9, стр.54] (2.3)

tв2=tв1+(Qв*3600/ (Срmв* Gв*rв)), ^о С

где tв1-температура воды на входе в маслоохладитель, ^о С;

Qв – тепловой поток, воспринимаемый охлаждающей водой, кВт/с;

Gв -номинальный расход воды через аппарат, м³ /ч;

tв2=18+(44,3*3600/(4,185*22*998,5))=20 ^о С

Средняя температура воды[9, стр.54]:

tв.ср.=0,5*( tв1+tв2), ^о С (2.4)

tв.ср.=0,5*(18+20)=19^о С

Физические параметры воды при tв.ср.= 19 ^о С: [9, приложение 2]

nв=0,9394*10^-6 м² /с

Prв=6,5996

lв=0,604 Вт/(м*К)

rв=997,45 кг/м³

Среднелогарифмический температурный напор (для противоточной схемы) [7, стр. 104]:

Dtср=((tм1-tв2)-(tм2-tв1))/(ln((tм1-tв2)/(tм2-tв1)))*e_{D t} , ^о С (2.5)

e_{D t} –поправочный коэффициент, учитывающий особенности принятой схемы движения теплоносителей. Для противоточной схемы e_{D t} =1; [7, стр. 104]

Dtср =((60-20)-(48-18))/(ln((60-20)/(48-18)))=34 ^о С

Определение коэффициента теплопередачи:

Среднее значение коэффициента теплопередачи К (Вт/(м^2. К) определяется по уравнению (4.29) [7,стр. 108] :

К=1/((1/a_мпр )+(djd_н /d_вн l_лат )+(jd_н /d_вн a_в )), Вт/(м² *К) (2.6)

где a_{м пр} -приведенный коэффициент теплоотдачи масла, Вт/(м² *К);

a_в - коэффициент теплоотдачи воды, Вт/(м² *К);

d_н –наружный диаметр трубки,м;

d_вн -внутренний диаметр трубки,м;

d -толщина стенки трубки, м;

lлат.- коэффициент теплопроводности латуни, Вт/(м*К);

j- коэффициент оребрения (j=2,26)

Задаемся температурами стенок со стороны воды и со стороны масла:

tст.в.=25 ^о С

tст.м.=40 ^о С

Задаемся скоростями воды и масла:

wв=1 м/с

wм=0,5 м/с

Значение приведенного коэффициента теплоотдачи a_{м пр} [Вт/(м² *К)] от масла в пучке трубок с поперечным или близким к нему характером омывания определяется соотношением [7,стр.109]:

a_{м пр} =a_м h_о , (2.7)

где a_м -среднее значение коэффициента теплоотдачи, Вт/(м² *К);

h_о -поправочный коэффициент (h_о =0,95-0,98)

Для вычисления a_м воспользуемся формулой (4.31) [7,стр. 109]:

aм=0,354(lм /d)*Re^0,6 *Prм^0,33 *(Prм/Prw)^0,18 , Вт/( м² *К)(2.8)

где lм - коэффициент теплопроводности масла при tм.ср.= 54 ^о С, Вт/(м*К);

Prf –число Прандтля для масла при tм.ср.= 54 ^о С;

Prw - число Прандтля для масла при tст.м.=40 ^о С;

d-расстояние между внешними образующими трубок,м;

Reм- критерий Рейнольдса для масла. Он определяется следующим образом:

Reм=(w_м *d/n_м ) (2.9)

где w_м –скорость масла, м/с;

nм –вязкость масла tм.ср.= 54^о С, м² /с;

Reм=(0,5*0,003/6,68*10^-6 )=224

aм=0,354(0,107/0,003)*224^0,5 *101,72^0,33 *(101,72/143,56)^0,18 =673,2 Вт/( м² *К)

a_{м пр} =673,2*0,95=639,5 Вт/( м² *К)

Определяем режим движения воды в трубках. Критерий Рейнольдса для охлаждающей воды [9,стр.55]:

Reв=(wв*dвн/nв) (2.10)

где wв –скорость воды,м/с;

dвн –внутренний диаметр трубки,м;

nв –коэффициент кинематической вязкости, м² /с;

Reв=(1*0,011/(1,006*10^-6 ))=11000

У нас турбулентный режим течения жидкости, т.к. Reв= 11000>5*10³ . При таком режиме среднее значение aв определяется по формуле[7,стр 114]:

aв=0,021*(lв/ dвн)* Reв^0,8 * Prf^0,43 *( Prf/ Prw)^0,25 , Вт/( м² *К) (2.11)

lв –коэффициент теплопроводности воды при tв.ср.= 19^о С;

Prf –число Прандтля для воды при tв.ср.= 19 ^о С;

Prw - число Прандтля для воды при tст.в.=25 ^о С;

aв=0,021*(0,58/0,011)* 11000^0,8 * 7,02^0,43 *( 7,02/ 6,32)^0,25 =4460 Вт/( м² *К)

Плотность теплового потока внутри трубок qв[9,стр. 56]:

qв=aв*( tст.в.- tв.ср), Вт/м² (2.12)

qв=4460 *( 25- 19)=13380 Вт/м²

к=1/((1/639,5)+(0,0015*2,26*0,014/104,5*0,011)+(2,26*0,014/4460*0,011))==420 Вт/( м² *К)

Поверхность охлаждения маслоохладителя расчитывается [9,стр. 56]:

F¢=Q/(k*DTср), м² (2.13)

Q - количество охлаждаемого водой тепла, Вт;

DTср - среднелогарифмический температурный напор, ^о С;

k – коэффициент теплопередачи, Вт/( м² *К);

F¢=44300/(420*34)=3,1 м²

Удельная плотность теплового потока[7,стр. 108]:

q=Q/F¢, Вт/( м² *К) (2.14)

q=44300/3,1=14290 Вт/( м² *К);

С другой стороны это можно выразить следующим образом [9,стр.55]:

q=aм*Dtм=461*Dtм (2.15)

Следовательно: Dtм=q/aм=14290/640=21,3 ^о С

Из рис.2.1 видно что tст.м.=tм.ср.- Dtм=54-21,3=32,7 ^о С

Т.к. q=q1=q1=…=qn, то

q=aв*Dtв=4460*Dtв

Dtв=q/aв=14290/4460=3,2 ^о С

tст.в.=tв.ср.+Dtв=19+3,2=22,2 ^о С

По результатам расчета принимаем температуру стенки со стороны воды tст.в.= 22,2 ^о С и температуру стенки со стороны масла tст.м.=32,7 ^о С.

Рис.2.1 График изменения температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена при противотоке.

Теперь пересчитываем площадь поверхности охлаждения относительно найденных температур стенок:

Prв(при tст.в.= 22,2 ^о С)=6,32

aв=0,021*(0,58/0,011)* 11000^0,8 * 7,02^0,43 *( 7,02/6,78)^0,25 =4263,5 Вт/( м² *К)

qв=4263,5 *( 22,2- 19)=13643 Вт/м²

Prм(при tст.м.= 32,7^о С)=132,8

a_м =0,354(0,107/0,003)*224^0,5 *101,72^0,33 *(101,72/132,8)^0,18 =695,3 Вт/( м² *К)

a_{м пр} =695,3*0,95=660,5 Вт/( м² *К)

q=660,5*(54-32,7)=14069,4 Вт/м²

к=1/((1/660,5)+(0,0015*2,26*0,014/104,5*0,011)+(2,26*0,014/4263,5*0,011))=

=412 Вт/( м² *К)

F¢=44300/412*34=3,16 м²

Поверхность охлаждения с учетом загрязнения[9,стр.56]:

F=1,1*F¢, м² (2.16)

F=1,1*3,16=3,47 м²

Далее проводим аналогичный расчет для разных скоростей воды и масла, для того, чтобы выбрать оптимальную площадь поверхности охлаждения и оптимальные скорости воды и масла. Варианты расчетных скоростей и результаты вычислений приведены в табл. 2.1.

Таблица 2.1

Зависимость поверхности охлаждения маслоохлодителя от скоростей воды и масла .

Выбираем вариант с площадью поверхности охлаждения F=3,47м² и скоростями воды и масла wв=1 м/с и wм=0,5м/с.

3. КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ.

3.1 Определение количества трубок и способа их размещения.

Конструктивный расчет кожухотрубных теплообменников состоит в определении количества трубок и способа их размещения, нахождении внутреннего диаметра корпуса и числа ходов в трубном и межтрубном пространстве.

В основу расчета положены исходные и результаты теплового расчета, приведенные выше.

Общая длина трубы в расчете на одноходовой пучок,м[6,стр.26]:

L=900*F¢*dвн*wв*rв/Gв (3.1.1)

F¢- поверхность теплообмена, м² ;

dвн – внутренний диаметр трубы,м;

wв – скорость теплоносителя (в нашем случае это скорость воды, т.к. она течет внутри трубок), м/с;

rв – плотность воды, кг/ м³ ;

Gв – часовой расход воды, кг/ч;

L=900*3,16*0,014*1*997,45/10008=9,3м

Рабочая длина трубы в одном ходу,м:

L’=L/Zв, м

L – общая длина трубы,м;

Zв – число ходов по воде; (3.1.2) [6,стр26]

Определяем число ходов по воде. Для этого рассчитаем несколько вариантов и выберем оптимальный.

Zв=2 L’=9,3/2=4,65 м

Zв=4 L’=9,3/4=2,325 м

Zв=6 L’=9,3/6=1,55 м

Выбираем Zв=4 и L’=2,325 м.

Число трубок одного хода в трубном пространстве, шт.:

No=(4*Gв)/(3600*p*dвн² *rв*wв )(3.1.3) [6,стр27]

Gв – массовый расход воды в трубном пространстве, кг/ч;

dвн – внутренний диаметр трубок, м;

rв – плотность воды, кг/м³ ;

wв – скорость воды,м/с;

No=(4*10008)/(3600*3,14* (0,014)² *997,45*1)=18 шт

Общее количество трубок, шт;

N=No*Zв,шт (3.1.4) [6,стр27]

No - число труб одного хода в трубном пространстве, шт;

Zв – число ходов воды в трубном пространстве;

N=18*4=72

Шаг труб в пучке t (расстояние между центрами трубок) принимают из условий прочности:

t=(1,3…1,.5)*dн, м (3.1.5) [6,стр27]

dн – наружный диаметр трубок,м;

t=1,3*0,016=0,02м

Выбираем концентрическое размещение труб из условий максимальной компактности, удобства разметки трубных досок и монтажа пучка труб. [6,стр27]

3.2 Внутренний диаметр корпуса теплообменника.

Для многоходовых теплообменников внутренний диаметр корпуса определяется:

D=1,1*t*(N/h)^0,5 ,м (3.2.1) [6,стр28]

t – щаг труб в пучке,м;

N – общее количество труб,шт;

h - коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);

D=1,1*0,02*(72/0,7)^0,5 =0,223м

3.3 Конструкция и размеры межтрубного пространства.

Для повышения скорости теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубных теплообменников используются поперечные перегородки. В нашем случае это перегородки типа диск-кольцо. [6,стр28]

Площадь межтрубного пространства,:

Sмтр=S1=S2=S3=Gм/(3600*rм*wм), м² (3.3.1) [6,стр29]

S1 – площадь кольцевого зазора между корпусом и диском, м² ;

S2 – площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками, м² ;

S3 – проходное сечение для теплоносителя в кольце, м² ;

Gм – массовый расход теплоносителя (в данном случае это масло, т.к. оно течет в межтрубном пространстве) ,кг/ч;

rм – плотность масла, кг/м³ ;

wм – скорость масла в межтрубном пространстве, м/с;

Sмтр=10008/(3600*859,3*0,5)=0,0065 м²

Площадь кольцевого зазора между корпусом и диском:

S1=(p/4)*[( D² -D2² )-N*dн² ], м² (3.3.2) [6,стр28]

D – внутренний диаметр корпуса, м;

D2 – диаметр дисковой перегородки, м;

N – число труб, шт;

dн –наружный диаметр трубки, м;

D2=[(p*( D² - N*dн² )-4*S1)/ p]^0,5 ,м

D2=[(3,14*(0,223² - 72*(0,016)² )-4*0,0065)/3,14]^0,5 =0,152м

Проходное сечение для теплоносителя в кольце:

S3=(p* D1² /4)*[1-0,91*h*(dн/t)² ], м² (3.3.3) [6,стр29]

D1 – диаметр кольцевой перегородки, м;

h - коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8);

dн –наружный диаметр трубки, м;

t – щаг труб в пучке,м;

D1=[4*S3/((1-0,91*h*(dн/t)² )* p)]^0,5 ,м

D1=[4*0,0065/((1-0,91*0,7*(0,016/0,02)² )*3,14)]^0,5 =0,014м

Площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками:

S2=p*Do*h*(1-(dн/t)),м² (3.3.4) [6,стр28]

Do – средний диаметр, м;

Do=0,5*(D1+D2)=0,083м

h – расстояние между перегородками, м;

dн –наружный диаметр трубки, м;

t – щаг труб в пучке,м;

h=S2/[p*Do*(1-(dн/t))], м

h=0,0065/[3,14*0,083*(1-(0,016/0,02))]=0,1244 м

Число ходов масла в межтрубном пространстве:

Zм=L’/h

L’ – рабочая длина трубы в одном ходу, м:

h – расстояние между перегородками, м;

Zм=2,325/0,1244=18

Число перегородок в межтрубном пространстве равно Zм-1=18-1=17

3.4 Определение диаметра патрубков.

Диаметр патрубков dn зависит от расхода и скорости теплоносителя и определяется из соотношения:

(p/dn² )=(G/(3600*r*wn)) (3.4.1) [6,стр31]

G – расход теплоносителя, кг/ч;

r - плотность теплоносителя, кг/м³ ;

wn – скорость теплоносителя, м/с.

dn=[(4*G)/( p*3600*r*wn)]^0,5 ,м

Скорости в патрубках обычно принимаются несколько большими, чем в аппарате. Мы принимаем:

wв=2,5м/с

wм=1м/с

Т.о. диаметр патрубков для воды:

dnв=[(4*10008)/( 3,14*3600*997,45*2,5)]^0,5 =0,0014м,

для масла:

dnм=[(4*3,6)/( 3,14*859,3*1)]^0,5 =0,0053м,

4. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.

Задачей гидравлического расчета является определение величины потери давления теплоносителей при их движении через теплообменные аппараты. Падение давления DРто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, Па:

DРто=DРтр+DРмс=[(l*L’* w² )/(dэ*2)]*r+åz*((w² *r)/2), Па

(4.1.1) [6,стр32]

l - коэффициент гидравлического трения ( для латунных труб l=0,02);

L’ – рабочая длина трубы в одном ходу, м;

w – средняя скорость движения теплоносителя на данном участке, м/с;

dэ – эквивалентный диаметр сечения канала, равный 4*f/Sсм;

f – площадь сечения прохода теплоносителя, м² ;

f=Sмтр=0,0065 м² ;

Sсм – смоченный периметр прохода теплоносителя, м;

Sсм=p*D;

D – внутренний диаметр корпуса теплообменника, м;

Sсм=3,14*0,223=0,7м;

dэ=4*0,0065/0,7=0,037м

r - плотность теплоносителя, кг/м³ ;

åz - сумма коэффициентов местных сопротивлений. Ихзначения мы берем из таблицы (табл.1,[9]);

Для воды мы учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.1.

Таблица 4.1.

Значения коэффициентов местных сопротивлений.

Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для воды:

åzв=1,5*2+2,5*3+1*2=12,5

DРтов=DРтр+DРмс=[(0,02*2,325*1² )/(0,037*2)]*997,45+[12,5*((1² *997,45)/2)]=

=6861 Па

Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:

DРр=DРто+DРтр,Па

DРтр=[(l*L’* w² )/(dэ*2)]*r=[(0,02*2,235*1² )/(0,037*2)]*997,45=626,8 Па

DРрв=6861+626,8=7478,7 Па

Соответствующее значение температурного напора:

Нр=DРр/(r*g), м (4.1.2) [6,стр34]

DРр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;

r - плотность теплоносителя, кг/м³ ;

g – ускорение свободного падения, м² /с;

Нрв=7487,7/(997,45*9,8)=0,77 м

Мощность N, кВт на валу насоса:

N=(G*DРр)/(1000*r*hн), кВт (4.1.3) [6,стр34]

G – расход рабочей среды, кг/с;

DРр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па;

r - плотность теплоносителя, кг/м³ ;

hн – КПД насоса;

Nв=(2,78*7487,7)/(1000*997,45*0,7)=0,03 кВт

Далее делаем аналогичный расчет для масла.

l=0,02+(1,7/Re^0,5 )

l=0,02+(1,7/19,7^0,5 )=0,4

Для масла учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.2.

Таблица 4.2.

Значения коэффициентов местных сопротивлений.

Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для масла:

åzм=1,5*2+1,5*17+1,2*2+0,7*2=32,9

DРтом=DРтр+DРмс=[(0,4*0,325*0,5² )/(0,037*2)]*859,3+[32,9*((0,5² *859,3)/2)]=

=6233,7 Па

Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом:

DРтрм=(0,4*0,325*0,5² )/(0,037*2)]*859,3=2699,8Па

DРрм=6233,7+2699,8=8933,5 Па

Соответствующее значение температурного напора:

Нрм=8933,5/(859,3*9,8)=1,06 м

Мощность N, кВт на валу насоса:

Nм=(3,6*8933,5)/(1000*859,3*0,7)=0,053 кВт