Курсовая работа-Расчет кожухотрубного теплообменника - файл n1.doc

Курсовая работа-Расчет кожухотрубного теплообменника
скачать (507.5 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.doc508kb.08.07.2012 15:48скачать

n1.doc

Содержание

Задание.

Введение.

1. Тепловой конструкторский расчет теплообменного аппарата.

2. Гидравлический расчет.

3. Прочностной расчет теплообменного аппарата.

Заключение.

Список литературы.

Приложение
Введение

Кожухотрубный теплообменный аппарат предназначен для непрерывных технологических процессов. Аппарат данного типа может работать с теплоносителями: жидкость-жидкость, жидкость-газ, газ-газ. Представляет собой устройство, выполненное из нескольких рядов труб, собранных при помощи трубных решеток в пучок и установленных в кожухе цилиндрической формы, закрытого с обеих сторон специальными отводами.

Концы труб могут крепиться различными способами: развальцовкой, сваркой, пайкой, герметичными сальниковыми уплотнителями.

Температуры греющего и нагреваемого теплоносителей различны, поэтому возникают напряжения в конструкции, что приводит к деформациям элементов теплообменника. Для компенсации этих напряжений и деформаций применяют различные компенсаторы (линзовые), трубы выполняют U- или W-образные, теплообменники изготавливают с плавающими камерами и сальниковыми уплотнителями.

В соответствии с заданием в курсовой работе произведем расчет аппарата с теплоносителями жидкость-жидкость. В качестве греющего теплоносителя является конденсат пара, в качестве нагреваемого теплоносителя является вода. Концы трубки в трубной решетке закрепим развальцовкой.





  1. Тепловой конструкторский расчет теплообменного аппарата

Для выполнения теплового конструкторского расчета водо-водяного теплообменного аппарата примем давления греющего (вода) и нагреваемого (вода) теплоносителей равным 0,5 МПа.

Рассчитаем средние температуры теплоносителей:

средняя температура греющей воды


tк.ср=(tк'+tк'')/2; (1.1)

tк.ср=(95+70)/2=82,5 °С

средняя температура нагревающей воды


tв.ср=(tв'+tв'')/2; (1.2)

tв.ср=(20+60)/2=40 °С.

По этим температурам по таблице 1 [1] определим для каждого теплоносителя коэффициент теплопроводности в и к, плотность в и к,

удельный объем vв и vк, коэффициент кинематической вязкости в и к, теплоемкость воды св и ск.

При tк.ср=82,5°С, к= 0,674 Вт/(м оС), к= 971,8 кг/м3, к= 0,365 м2/с, ск= 4,195 кДж/(кг оС).

При tв.ср=40°С, в=0,634 Вт/(м оС),, в= 992,2 кг/м3, в=0,659 м2/с, св=4,174 кДж/(кг оС)..

Из уравнения теплового баланса

Q= Dк ·ск·(tк'-tк?n=Dв·св·(tв-tв') (1.3)

определим количество теплоты Q, воспринимаемое нагреваемой водой

Q= Dв·св·(tв-tв') (1.4)

Q=6,2∙4,187∙(95-70)=649 КВт

и массовый расход греющего теплоносителя Dк, приняв коэффициент ?n, учитывающий потери теплоты в окружающую среду равным 0,95-0,99

; (1.5)

Dk=649/[4.187∙(95-70)∙0.98]=9,6 кг/с

Для определения количества трубок зададимся скоростью движения воды в трубках wв=0,5м/с и определим режим течения воды в трубках

Re= (1.6)

Re= 

где dвн=d-2 - внутренний диаметр трубок, м, - коэффициент кинематической вязкости воды, м2/с.

Для заданной схемы движения теплоносителей (вода движется внутри трубок) и заданного наружного диаметра трубок определим общее число трубок одного хода подогревателя:

nх = 4Dв / (wв  в  d2вн)=4∙6,2/[1∙992,2∙3,14∙0,014І]=40 (1.7)

где  в – плотность воды при tвср, кг/м3.

При заданном расположении трубок в трубной решетке определим по таблице 2 [1] действительное значение числа трубок n=1588 и относительный диаметр трубной решетки D'/S=44.

Определим диаметр трубной решетки

D'= (D'/S) S. (1.8)

D'=6∙19,2=144 мм.

Определим внутренний диаметр корпуса

D=D'+d+2k; (1.9)

D=144+16+32=192 мм.

где k - кольцевой зазор между крайними трубками и кожухом принимается из конструктивных соображений, но не менее 6 мм.

Из стандартного ряда диаметров выбираем D=200мм.

При расположении труб по вершинам равностороннего треугольника число шестиугольников для размещения труб равно:





(1.10)

Число труб по диагонали наибольшего шестиугольника составит



шт

(1.11)

Общее число труб в шестиугольниках



(1.12)

шт

По ранее определенному режиму течения воды внутри трубок (турбулентный режим) найдем критерий Нуссельта по формуле

(1.13)

Nuв=0,023∙212440,8∙4,310,4∙1=119,5 ,

где - число Прандтля для воды определяемое по таблице 1 [1] в зависимости от температуры; - поправочный коэффициент, при соотношении длины трубок к их диаметру , =1.

Из критериального уравнения Нуссельта определим коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности стенки трубок к воде

. (1.14)

?в=119,5∙0,634/0,014=5412Вт/мІ∙°С

Найдем скорость движения воды в межтрубном пространстве.

Для этого рассчитаем площадь межтрубного пространства и площадь, занятую трубами.

Площадь поперечного сечения корпуса с D=0,2м

F1= (1.15)

F1=3,14∙0,2І/4=0,0314 мІ.

Площадь занятая трубами:

(1.16)

f=3,14∙0,0162∙37/4=0,0074355 м2.

Площадь межтрубного пространства:

(1.17)

f1=0,0314 - 0,0074355= 0,024 м2.

Скорость воды в межтрубном пространстве:

(1.18)



Для определения коэффициента теплоотдачи от греющей воды к трубкам найдем число Рейнольдса

Re= (1.19)

Re=

где dэ- эквивалентный диаметр, м, рассчитываем по формуле

(1.20)

где =3,14∙(0,2+37∙0,014)=2,25м. (1.21)



Желательно чтобы значение числа Рейнольдса соответствовало турбулентному режим течения воды, тогда критерий Нуссельта определим по формуле

(1.22)


где - число Прандтля для воды определяемое по таблице 1 [1] в зависимости от температуры; - поправочный коэффициент, при соотношении длины трубок к их диаметру , =1;

Тогда коэффициент теплоотдачи от греющего теплоносителя к стенке трубок

(1.23)



Коэффициент теплопередачи через стенку трубки вычисляем по формуле

К= (1.24)

К=

где ?ст-толщина стенок трубок,м,

?ст- теплопроводность материала трубок Вт/(м°С),

- термическое сопротивление загрязнения трубок.

Поверхность нагрева подогревателя

(1.25)



где - средняя логарифмическая разность температур (температурный напор) определяемый по формуле для различных схем движения теплоносителей прямоток или противоток

, (1.26)






где ?tб- температурный напор больших температур, ?tм- температурный напор меньших температур.

Длина трубок

(1.27)

где dср=(dвн+dн)/2=(0,014+0,016)/2=0,015м. (1.28)



Для расчета диаметров штуцеров аппарата принимаем скорость воды в штуцере нагреваемой воды =3м/с и в штуцере греющей воды =3м/с получим

(1.29)






Диаметр штуцера:

(1.30)






Принимаем диаметры штуцеров dшт1= 50мм; dшт2=65мм.




  1. Гидравлический расчет.

Данный расчет определяет мощность затрачиваемую на обеспечение движения теплоносителей через аппарат.

Полный напор Р, необходимый для движения жидкости или газа через теплообменник, определим по формуле, Па

(2.1)

где Ртр — сумма гидравлических потерь на трение, Па; Рм — сумма потерь напора в местных сопротивлениях, Па; Ру — сум­ма потерь напора, обусловленных ускорением потока, Па; Рг — перепад давления для преодоления гидростатического столба жид­кости, Па.

Гидравлические потери на трение в каналах при продольном омывании пучка труб теплообменного аппарата определим по формуле, Па

(2.2)

где тр— коэффициент сопротивления трения; L — суммарная длина трубок, м; dэ — эквивалентный диаметр, равный внутренне­му диаметру трубок, м; — плотность воды, кг/м3; — средняя скорость воды на данном участке, м/с.

Коэффициент сопротивления трения для чистых трубок можно рассчитать по формуле:

греющий теплоноситель

(2.3)

нагреваемый теплоноситель



Гидравлические потери давления, Па, в местных сопротивле­ниях определим по формуле:

нагреваемый теплоноситель:

(2.4)

греющий теплоноситель:

найдем среднее число рядов трубок m, омываемых поперечным потоком конденсата или пара, равно нечетному числу трубок, размещаемых на диаметре теплообменника:

(2.5)



полученное значение округляем до ближайшего нечетного числа m=45,

коэффициент сопротивления для пучка труб при поперечном омывании

? =(5,4+3,4m)Re-0,29=1,3Па (2.6)



Потери давления, Па, обусловленные ускорением потока вслед­ствие изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала, определим по формуле:

нагреваемый теплоноситель (2.7)

греющий теплоноситель

где 1 и 2 — скорости теплоносителя во входном и выходном се­чениях потока соответственно, м/с;

1 и 2 — плотности теплоноси­теля во входном и выходном сечениях потока соответственно, кг/м3.

Перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости равен нулю (РГ=0), так как данный подогреватель не сообщается с окружающей средой.

Полный напор, необходимый для движения воды через аппа­рат:

греющий теплоноситель:

нагреваемый теплоноситель:

Мощность, необходимая для перемещения воды через подогреватель:

греющий теплоноситель: (2.8)

нагреваемый теплоноситель:

где GB — объемный расход воды, м3/с; = 0,85 — коэффициент по­лезного действия насоса.




  1. Прочностной расчет теплообменного аппарата

Механический расчёт предполагает расчёт основных узлов и деталей аппарата на прочность. Конструкция и элементы аппаратов рассчитываются на наибольшее допускаемое рабочее давление с учётом возможных температурных напряжений, особенностей технологии изготовления деталей, агрессивности действия рабочей среды и особенностей эксплуатации.

Расчёт толщины стенки кожуха

Толщина обечайки рассчитываем по формуле:

(3.1)

Где Рп – рабочее давление пара, МН/м2; Dа.вн – внутренний диаметр корпуса, м; 1 – коэффициент прочности сварного шва, равный 1=0,9; д – номинальное допустимое напряжение, МПа, принимаем в зависимости от марки стали и температуры стенки, таблица 4; С – поправка на коррозию, равна 1-6 мм в зависимости от скорости коррозии материала обечайки, м;

Расчет толщины эллиптического днища

Исходя из условия технологичности изготовления толщину стенки днища, имеющего отверстие, определяем по выражению, м:

(3.2)

Где z=1-d/Dа.вн – коэффициент неукреплённого отверстия; d – наибольший диаметр неукреплённого отверстия, м; hвып – высота выпуклой части днища, м.




Расчет трубной решетки

Расчетное давление, МПа, при расчете трубной решетки выби­раемя по большему из трех следующих значений:



(3.3)



где Рм, Рт — давления в межтрубном и трубном пространствах со­ответственно, МПа; Рм.п =1,5Рм, Рт.п=1,5Pт — пробное давление при гидравлическом испытании в межтрубном пространстве и в трубах, Мпа; — отношение жесткости трубок к жесткости кожуха; — расчетный температурный коэффициент; к — модуль упру­гости системы трубок, Мпа/м; l— расчетная длина корпуса, равная длине труб, м; — коэффициент перфорации.

Коэффициент, выражающий отношение жесткости трубок к жесткости кожуха, находим по формуле

(3.4)

где Ет, Ек — модули упругости материала трубок и кожуха (для ла­туни — Е = 1,078105 МПа; для стали — E = 2,058105 Мпа); Fт, Fк — площади сечения стенок трубок и кожуха, м2. Площадь сечения стенок трубок, м2, рассчитываем:

Fт=0,25n(d2нар-d2вн) ; (3.5)

Fт =0,253,1437(0,0162-0,0142)=0,0017м2

где n –количество трубок, шт.; dвн, dнар — внутренний и наруж­ный диаметры трубок, м.

Площадь сечения стенок кожуха, м2:

(3.6)



Тогда



Расчетный температурный коэффициент находим по формуле:

(3.7)



где tт, tк — температуры трубок и кожуха, °С; т, к — коэффици­енты линейного удлинения трубок и кожуха соответственно, для стали т=к=11,810-6 1/°С.

Температуру кожуха принимаем:

(3.8)



Температура трубок:

(3.9)






Модуль упругости системы трубок, МПа/м, рассчитываем

(3.10)


где l — длина трубок, м; a =Dа.вн / 2 = 0,2/2 =0,1 м — внутренний радиус корпуса, м.


Коэффициент перфорации определяют по формуле

(3.11)



Тогда расчетные давления, МПа, будут найдены по формулам:





Принимаем расчетное давление Рр =2 МПа. Толщину трубной решетки рассчитывают:

(3.12)



Принимаем толщину трубной решетки Р=16мм. Изгибающий момент, распределенный по контуру решетки:

(3.13)

где —коэффициент системы «решетка—трубки», 1/м; Ф1, Ф2, Ф3 выбираются в зависимости от безразмерного параметра =a; T и — вспомогательные коэф­фициенты.

Коэффициент системы «решетка — трубки», 1/м

(3.14)

где D — жесткость трубной решетки при изгибе, Н∙м,

(3.15)

здесь Ер = 2,058105 МПа — модуль упругости материала решетки;

(3.16)

(3.17)

(3.18)

где p и o— коэффициенты жесткости трубной и перфорирован­ной решеток; p — расчетный коэффициент перфорации.



(3.19)

Значения коэффициентов: Ф1 =2,06; Ф2 =0,19; Ф3 =1,76. Вспомогательные коэффициенты

(3.20)

(3.21)

где h = Р – 0,003 = 0,014 – 0,003 = 0,011 — толщина полки фланца, м.
Коэффициент податливости системы «кожух — решетка»

(3.22)

Жесткость фланцевого соединения

(3.23)



где b=0,07м — ширина полки фланца; R+ 0,005 = 0,1 + 0,005=0,105 — расстояние от центра тяжести сечения фланца до оси аппарата, м;



Перерезывающая сила, распределенная по контуру трубной решетки

(3.24)


Максимальный изгибающий момент в трубной решетке:

(3.25)



где A=(m,) = 0,52 — коэффициент, определяется по таблице; m — характеристика заделки решетки; = 1,24 — безраз­мерный параметр.

Характеристика заделки решетки определяется по формуле:

(3.26)



Проверяем напряжение от изгиба в трубной решетке

(3.27)

где коэффициент прочности решетки; t=24мм – шаг разбивки отверстий в трубной доске;



Полученный результат подтверждает соответствие действи­тельного напряжения от изгиба допускаемому напряжению.


Заключение
В ходе решения курсовой работы были определены все основные параметры кожухотрубного теплообменного аппарата. Расчетная длина трубок составила 12 м, поэтому делаем две секции теплообменного аппарата по 6 м каждая.Что удовлетворяет условию расчета тонких сосудов находящихся под давлением (не более 6 м). Был проведен гидравлический расчет, в результате которого была рассчитана мощность насосов, компенсирующих гидравлические потери в теплообменнике. В прочностном расчете были определены: толщина стенки кожуха (2,4 мм), толщина эллиптического днища (5,3 мм), толщина трубной доски (14,3 мм). Также была проведена проверка теплообменного аппарата на прочность, в результате которой было доказано, что аппарат выдерживает максимальные перегрузки без деформации его деталей и узлов.





Список литературы


1. Расчет теплообменного аппарата: методические указания к выполнению курсовой работы. В. А. Глухарев, В. В. Володин, И. Н. Попов. ФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ». Саратов, 2008.
2. Бакластов А.М. и др. Проектирование, монтаж и эксплуатация тепломассообменных установок: Учеб. пособие для вузов/ А.М. Бакластов, В.А. Горбенко, П.Г. Удыма; Под ред. А.М. Бакластова. - М.: Энергоиздат, 1981. – 336 с.
3. Справочник по машиностроительному черчению. Чекмарев А. А., Осипов В. К. М.: Высшая школа, 2000.



П Р И Л О Ж Е Н И Е

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