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

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

					Тепловой конструктивный и компоновочный расчёты

					Гидравлический расчёт

					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



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;



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;



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)0,43196;

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:

		*доп=100МПа- номинальное 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:

		Dв1=Dвмин+5, мм;

		Dвмин=200 мм

		Dв1=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:

		Dв2=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 DR1 в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1]

	K=0.45 и DR1=DB1=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 Кр – 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 DR2 в зависимости от конструкции днищ и крышек принимаются по табл. 3.3 [1]

	K=0.45 и DR2=DB2=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)

	

	

	Расчет трубных решеток.

	Для теплообменных аппаратов с плавающей головкой толщина неподвижной трубной решетки определяется по формуле

	

								(3-12)

	

	где Dс.п. – средний диаметр прокладки фланцевого соединения, м; 

	Р = maxPм; Pт; Pм – Pм, то есть Р = 11106 Па.

	Величину Dс.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

	

	Степанцова Л.Г. Расчет и проектирование теплообменных аппаратов: учебное пособие по курсу «Промышленные тепломассообменные процессы и установки». – Челябинск: ЮУрГУ, 1985

	Краснощёков Е.А. Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче. – М.: Энергия, 1980

	Бакластов А.М., Горбенко В.А. Промышленные тепломассообменные процессы и установки. – М.: Энергоатомиздат, 1986