Дипломный проект - Тепловой, конструктивный, гидравлический и прочностной расчет вертикального кожухотрубного конденсатора - файл VErtikalniy Kond nf otpravky_2010.doc

Дипломный проект - Тепловой, конструктивный, гидравлический и прочностной расчет вертикального кожухотрубного конденсатора
скачать (473.1 kb.)
Доступные файлы (5):
VErtikalniy Kond nf otpravky_2010.doc655kb.26.11.2010 09:33скачать
Bak_Pel.frw
n3.frw
n4.frw
n5.frw

VErtikalniy Kond nf otpravky_2010.doc





СОДЕРЖАНИЕ

Введение 3

1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ 10

2 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ 11

3 КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ 17

4 ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ 18

5 ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ 21

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 22


Введение




По функциональному назначению аппараты паровых компрессорных холодильных машин можно разделить на две группы: теплообменные, называемые также основными, и вспомогательные. Главным назначением теплообменных аппаратов является передача теплоты от одной рабочей среды к другой либо через разделительную поверхность, либо при их непосредственном контакте. Теплообменные аппараты, в частности конденсатор и испаритель, являются обязательными элементами паровых холодильных машин; необходимость их применения обусловлена самим принципом работы машины.

Конденсаторы, испарители и другие теплообменные аппараты в значительной степени определяют массогабаритные и энергетические показатели холодильных машин. Например, доля испарительно-конденсаторных агрегатов в общей массе холодильных машин составляет 50-70 %.

Велика роль теплообменных аппаратов в величине энергии, потребляемой холодильной машиной. Это обусловлено необратимыми процессами, протекающими в них, а именно передачей теплоты при конечной разности температур между холодильным агентом и внешней средой. Возрастание указанной разности температур, называемой, температурным напором, вызывает повышение температуры конденсации в конденсаторе и понижение температуры кипения в испарителе. Что. В свою очередь, приводит к увеличению удельного расхода энергии, т.е. расхода энергии на единицу отводимой от охлаждаемого объекта теплоты.

Таким образом, теплообменные аппараты существенно влияют на первоначальную стоимость холодильной машины и на расход энергии в процессе ее эксплуатации. Отсюда вытекают те специальные требования, которым должен удовлетворять аппарат в соответствии с его назначением и особенностями протекающих в нем процессов. Вместе с тем, можно выделить определенные общие требования, которые являются исходными при разработке новых и совершенствовании существующих конструкций теплообменных аппаратов. К ним относятся: высокая интенсивность теплопередачи, малое гидравлическое сопротивление, простота конструкции, технологичность изготовления и дешевизна материалов, компактность и малая масса. Удобство монтажа и ремонта, надежность, соответствие современному технологическому и эстетическому требованиям.

Остановимся на общей характеристике конденсаторов.

Конденсатор служит для передачи теплоты холодильного агента охлаждающей среде или “источнику высокой температуры”. В общем случае перегретый пар холодильного агента в конденсаторе охлаждается до температуры насыщения, конденсируется и охлаждается на несколько градусов ниже температуры конденсации.

По роду охлаждающей среды конденсаторы можно разделить на две большие группы: с водяным и воздушным охлаждением. К специальным конденсаторам относятся испарители-конденсаторы каскадных холодильных машин и конденсаторы с охлаждением технологическим продуктом.

По принципу отвода теплоты конденсаторы с водяным охлаждением делятся на проточные, оросительные и испарительные. Два последних типа аппаратов называют также конденсаторами с водовоздушным охлаждением.

К проточным конденсаторам относятся горизонтальные и вертикальные кожухотрубные, пакетно-панельные и элементные.

Отвод теплоты в проточных конденсаторах осуществляется за счет нагрева воды в среднем на 4-8 °С. Движение воды внутри труб или каналов обеспечивается насосами. В оросительных конденсаторах основная часть теплоты отводится также за счет нагрева воды, кроме того, определенная часть теплоты идет на испарение воды в воздух. В испарительных конденсаторах обеспечиваются условия более интенсивного тепломассообмена воды и воздуха, при которых теплота холодильного агента расходуется на испарение воды и нагрев воздуха. Температура воды, орошающей поверхность теплопередачи испарительного конденсатора, практически не меняется.

Воздушные конденсаторы делятся на конденсаторы с принудительным и со свободным движением воздуха. Конденсаторы со свободным движением воздуха не имеют вентилятора, они проще в изготовлении и дешевле, имеют лучшие акустические показатели. В то же время теплоотдача в них хуже, поэтому они работают при более высоких давлениях и температурах конденсации. Область применения конденсаторов со свободным движением воздуха ограничена малыми холодильными машинами, преимущественно бытового назначения.

При охлаждении водой интенсивность теплопередачи значительно выше, чем при охлаждении воздухом. По этой причине для машин средней и крупной производительности до недавнего времени применялись исключительно конденсаторы водяного охлаждения.

Требования, предъявляемые к конденсаторам достаточно разнообразны. Высокая эффективность работы конденсатора является непременным условием экономичности холодильной машины. Так, понижение температуры конденсации на один градус (с 30 до 29 °С) для холодильной машины с поршневым компрессором, работающей при средних температурах кипения, приводит к уменьшению удельного расхода энергии примерно на 1,5 %. Такой же энергетический эффект достигается при охлаждении жидкого холодильного агента на 1 °С ниже температуры конденсации. Из этого видно, что требование высокой интенсивности процесса теплопередачи является для конденсатора особенно важным. Для выполнения этого требования необходимо, чтобы конструкция конденсатора обеспечивала: 1) быстрое удаление конденсата с поверхности теплопередачи; 2) выпуск воздуха и других неконденсирующихся газов; 3) удаление масла в аммиачных аппаратах; 4) удаление загрязнений со стороны охлаждающей среды: водяного камня и других отложений в аппаратах водяного охлаждения; пыли, копоти, ржавчины в конденсаторах воздушного охлаждения.

Практика показывает, что выполнить в полной мере все требования (многообразные и в ряде случаев противоречивые) невозможно. Максимально полное их выполнение и составляет основы разработки рациональных конструкций теплообменных аппаратов.

Остановимся на конденсаторах водяного охлаждения. Для конденсаторов с водяным охлаждением применяют две системы водоснабжения: прямоточную и оборотную. При прямоточной системе вода забирается из водоема или водопроводной сети и после использования в конденсаторе возвращается в водоем или сливается в канализацию. Такой способ имеет ряд недостатков, основными из которых являются: высокая стоимость водопроводной воды; повышенная затрата энергии при значительном удалении источника воды от потребителя; необходимость в сложных устройствах для забора и фильтрации-воды; возможное загрязнение естественных водоемов.

Широкое и все более возрастающее применение находит система оборотного водоснабжения. Охлаждающая вода, пройдя конденсатор, направляется в охлаждающее устройство, выполненное в виде градирни или брызгательного устройства (бассейна). Охлажденная вода забирается насосом и подается в конденсатор. По своей линии происходит подпитка системы свежей водой.

Вопрос о применении той или другой системы водоснабжения решается технико-экономическим анализом с учетом конкретных условий их применения. Большое практическое значение имеет очистка воды, подаваемой в конденсаторы, от загрязнений и снижение ее жесткости. Отложение водяного камня на теплопередающей поверхности приводит к резкому снижению коэффициента теплопередачи, так как теплопроводность осадка в несколько десятков раз меньше теплопроводности материалов, применяемых в аппаратах. Для очистки воды от механических, органических и других загрязнений применяют отстаивание, добавление коагулирующих веществ, сетчатые фильтры различных конструкций. Более сложными являются методы смягчения жесткой воды. Большой интерес представляют магнитный и ультразвуковой способы обработки воды, получившие в последние годы широкое распространение.

Вертикальные кожухотрубные конденсаторы.

Эти конденсаторы отличаются от горизонтальных расположением кожуха и распределением воды. Вода не заполняет все сечение трубы, а протекает тонким слоем по внутренней поверхности.

Вертикальный кожухотрубный конденсатор для аммиака изображен на рисунке 1. В вертикальном цилиндрическом кожухе 1 расположены трубы 2 диаметром 57х3 мм, развальцованные в трубных решетках. В верхней части конденсатора над кожухом находится водораспределительное устройство 7, состоящее из ба­ка и внутренней обечайки 8. Обечайка имеет вырезы для равномерного распределения воды, а каждая трубка – направляющую насадку 9 (колпачок), которая обеспечивает винтообразное движение воды по внутренней поверхности трубы. Вода стекает в бетонный резервуар, который одновременно является и фундаментом конденсатора.

Пары аммиака поступают в межтрубное пространство через штуцер, расположенный в верхней части кожуха, и конденсируются на вертикальной поверхности внутренних труб. Жидкость стекает вниз, откуда отводится в ресивер 11 через штуцер, расположенный на высоте 80 мм от нижней трубной решетки, чтобы уменьшить попадание масла в испаритель. Воздух удаляется через патрубок 10, находящийся в кожухе над уровнем жидкости, а также через патрубок, расположенный вверху кожуха.

На конденсаторе и ресивере установлены трехходовые запорные вентили с двумя предохранительными клапанами 5, уравнительная паровая трубка 4, соединяющая кожух конденсатора с ресивером, маслоспускной вентиль, манометры 6 и указательное стекло 3 для наблюдения за уровнем жидкого аммиака и масла.


Рисунок 1 – Вертикальный кожухотрубный конденсатор
Коэффициент теплопередачи вертикального кожухотрубного конденсатора 700–900 Вт/(м2·К), плотность теплового потока, отнесенная к площади внутренней поверхности, составляет 4700-5200 Вт/м2; площадь поверхности теплопередачи серийных конденсаторов находится в пределах 50-250 м2.Его достоинства – компактность конструкции и относительная легкость очистки труб от водяного камня, что позволяет использовать воду наружных водоемов без предварительной очистки. Такие конденсаторы применяют в аммиачных установках большой холодопроизводительности, устанавливают их вне машинного отделения.

1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ




Произвести тепловой, гидравлический и прочностной расчеты кожухотрубного вертикального конденсатора для аммиачной холодильной установки.


Холодопроизводительность Q0, кВт

45

Температура,




конденсации

30

охлаждающей воды

20

Холодильный агент

R717

2 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ



По исходным данным и параметрам среднетемпературного стандартного цикла парокомпрессионной холодильной машины определяем параметры, необходимые для расчетов.

Удельная массовая холодопроизводительность цикла

.

Массовый расход холодильного агента:

.

Нагрузка на конденсатор

.

Средняя логарифмическая разность температур охлаждающей воды (принимаем нагрев воды в конденсаторе )
,

здесь – температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора.

Расход охлаждающей воды

,

где – удельная массовая изобарная теплоемкость воды.

В качестве элемента теплопередающей поверхности принимаем стальную гладкую трубу длиной 3 м с наружным диаметром dн = 0,025 м и внутренним диаметром dвн = 0,0225 м.

Для вычисления коэффициента теплоотдачи со стороны воды используем уравнения подобия для жидкости, стекающей пленкой, при условии

.

Теплофизические свойства воды при средней температуре пленки :

– кинематическая вязкость v = 0,95610-6 м2;

– динамическая вязкость = 953,2510-6 Пас;

– теплопроводность = 0,6038 Вт/(мК);

– число Прандтля

– число Галилея ,

где H = 3 м – принятая высота аппарата.

Число Рейнольдса представляем как функцию от плотности теплового потока qвн, так как значение последней неизвестно на данном этапе расчета:

,

где – расход воды на 1 м омываемого периметра труб, кг/(м·с).

Число Нуссельта:

;

.

Коэффициент теплоотдачи со стороны воды:

.

Плотность теплового потока со стороны воды:

;

где – разность температуры стенки трубы и средней температуры воды, °С;

– разность температур конденсации и стенки трубы, °С;

– принятое термическое сопротивление стенки и загрязнений.

После преобразования получаем

.

Коэффициент теплоотдачи со стороны холодильного агента определяется по формуле Нуссельта с учетом поправки на волновой режим движения
пленки

;

Теплофизические свойства жидкого аммиака (R717) при
температуре :

– теплота парообразования r = 1146,34 кДж/кг;

– плотность = 595,2 кг/м3;

– теплопроводность = 0,4745 Вт/(м·К);

– динамическая вязкость = 0,1373·10-3 Па·с;

– кинематическая вязкость v = 0,23·10-6 м2/с.

Поправка на волновой режим движения пленки

,

где число Рейнольдса определяется по формуле

.

Подставляем найденные величины в уравнение для



Плотность теплового потока со стороны конденсирующегося аммиака

,

После преобразования получаем

.

Определяем плотность теплового потока в аппарате решением системы уравнений



Данная система уравнений является трансцендентной относительно и . Наглядный и достаточно точный результат дает графоаналитический метод, основанный на том факте, что в установившемся режиме работы аппарата имеет место равенство . Это позволяет определить фактическое значение плотности теплового потока как ординату точки пересечения графических зависимостей и в координатных осях .

С целью построения графиков, для ряда принимаемых значений определяем из первого уравнения, а затем для каждого полученного значения находим из второго уравнения.

Результаты расчета.



5500

6000

6500

7000

7372,55

7500

8000



2,43

2,04

1,66

1,28

0,99

0,89

0,51



14461,00

12693,50

10851,36

8909,17

7372,56

6823,81

4506,11




Рисунок 3 – Графоаналитическое определение плотности
теплового потока в вертикальном кожухотрубном конденсаторе
Согласно рисунку 3 плотность теплового потока в аппарате .

Площадь внутренней поверхности теплообмена

.

3 КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ



Для определения конструктивных параметров принимаем:

шаг труб ;

отношение длины трубы к диаметру трубной решетки k = 4,9.

Параметр m

.

Принимаем m = 11, тогда общее число труб в аппарате

.

Диаметр трубной решетки

.

Длина трубы в аппарате:

.

Проверяем площадь поверхности теплообмена:

,

что близко к значению , найденному в ходе теплового расчета.


4 ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ



1. Гидравлические потери в межтрубном пространстве аппарата.
Принимаем на входе и выходе холодильного агента в конденсаторе трубу 57Ч3,5 (внутренний диаметр ).

Площадь сечения патрубка

.

Скорость пара в патрубке

,

где – плотность парообразного аммиака.

Потери давления в местных сопротивлениях на входе пара в аппарат
и на выходе из него

.

где – коэффициент местного сопротивления на входе или выходе;

– число входов и выходов.

Потери давления на трение

,

где критерий Рейнольдса

.

Общие гидравлические потери в межтрубном пространстве

.
2. Гидравлические потери при движении охлаждающей воды в трубах.

Гидравлическое сопротивление аппарата складывается из потерь давления на преодоление сопротивления трения и на преодоление местных сопротивлений

,

где – число труб;

– коэффициент сопротивления трения;

– длина трубы;

– диаметр трубы;

– коэффициент местного сопротивления на входе в трубы или выходе из них

– коэффициент местного сопротивления;

– скорость движения воды;

– плотность воды.

Для определения коэффициента сопротивления трения находим критерий Рейнольдса

.

Проверяем условие

,

где – эквивалентная абсолютная шероховатость для стальных новых труб.

,

т.е. условие выполняется, а значит, коэффициент сопротивления трения рассчитываем по формуле Блазиуса

.

Площадь сечения для прохода воды в трубах

.

Скорость воды

,

где – плотность воды.

Таким образом, гидравлические потери при движении охлаждающей воды в трубах

.

5 ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ



Расчет на прочность обечайки.

Обечайка конденсатора изготовляется из листовой стали, сварная, продольный стыковой шов двухсторонний, выполненный ручной электродуговой сваркой. Коэффициент прочности сварного соединения .

Допускаемые напряжения:

– нормативное для стали ВСтЗсп при * = 140 МПa согласно
[1, табл. 4.17, с. 390];

– для рабочего состояния ;

– при гидравлических испытаниях:

.

Расчетное давление для аммиака выбирается из [1, табл. 4.16, с. 389] рр = 1,6 МПа, испытательное давление ри = рр.

Исполнительная толщина стенки обечайки

,
где сумма всех прибавок толщины обечайки .

Условие применимости формулы для расчета:

,

т.е. формула для тонкостенных сосудов применима.

Допускаемое давление в рабочем состоянии

Допускаемое давление при гидравлических испытаниях


СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ




  1. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин: Учеб. пособие для вузов по специальности “Холодильные и компрессорные машины и установки”/ Е.М. Бамбушек, Н.Н. Бухарин, Е.Д. Герасимов и др.; Под. общ. ред. И.А. Сакуна.– Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1987.– 423 с., ил.

  2. Теплообменные аппараты холодильных установок/ Г.Н. Данилова, С.Н. Богданов, О.П. Иванов и др.; Под. общ. ред. д-ра техн. наук Г.Н. Даниловой.– Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1986.– 303 с., ил.

  3. Холодильные машины: Учебн. для втузов по специальности "Холодильные машины и установки" / Под общ. ред. И.А. Сакуна. – Л.: Машиностроение, Ленингр. отделение, 1985. – 510 с., ил.

  4. И.Г. Чумак, Д.Г. Никульшина. Холодильные установки.– К.: Высшая школа, 1988.

  5. Техника низких температур. Атлас/ Под редакцией И.Л. Усюкина.– М.: Пищевая промышленность, 1977.


Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации