Курсовой проект - Проектирование кожухотрубчатого теплообменного аппарата
Подождите немного. Документ загружается.
и повторяем расчет по тем же формулам:
Re = 2298;
Pr = 5;
Gr = 10 ∙ 0,016
3
∙ 996
2
∙ 3,21∙10
–4
∙ 33/(802∙10
–6
)
2
= 669189;
Nu = 0,74∙(2298 ∙ 5)
0,2
∙(669189 ∙ 5)
0,1
= 22;
α''
2
= 0,618 ∙ 22/0,016 = 850 Вт/(м
2
∙К);
Δ''t
ст
= 850 ∙ 33 ∙ 47∙10
–5
= 13,2ºС;
Δ''t
1
= 47,3 – 33 – 13,2 = 1,1ºС;
α''
1
= 0,645 ∙ 0,6 ∙ 0,671∙
3
6
32
33850020,010381
10102320975
= 12180 Вт/(м
2
∙К);
q''
1
= 12180 ∙ 0,8 = 13398 Вт/м
2
;
q''
2
= 850 ∙ 33 = 28050 Вт/м
2
;
q''
1
q''
2
.
Для расчета в третьем приближении строим графическую зависимость
(рисунок 2) удельной тепловой нагрузки q от разности температур Δt
2
между
стенкой и охлаждающей водой.
0
20000
40000
60000
80000
100000
120000
28 28,5 29 29,5 30 30,5 31 31,5 32 32,5 33
t
2
q, Вт /м
2
Рисунок 2 Графическая зависимость q = f(Δt
2
)
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
12
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
Пересечение двух прямых дает примерное значение той разности
температур Δt
2
, при которой возможно равенство q
1
= q
2
. Так как
действительные зависимости q = f(Δt) не являются прямолинейными, для
«истинной» разности температур Δt
2и
, взятой с графика, проводим третий
расчет, аналогичный первым двум.
Для третьего приближения принимаем
Δt
2
= 32,2ºС;
Re = 2298;
Pr = 5;
Gr = 10 ∙ 0,016
3
∙ 996
2
∙ 3,21∙10
–4
∙ 32,2/(802∙10
–6
)
2
= 652966;
Nu = 0,74∙(2298 ∙ 5)
0,2
∙(652966 ∙ 5)
0,1
= 22;
α
2
= 0,618 ∙ 22/0,016 = 850 Вт/(м
2
∙К);
Δt
ст
= 850 ∙ 32,2 ∙ 47∙10
–5
= 12,9ºС;
Δt
1
= 47,3 – 32,2 – 12,9 = 2,2ºС;
α
1
= 0,645 ∙ 0,6 ∙ 0,671∙
3
6
32
2,32850020,010381
10102320975
= 12280 Вт/(м
2
∙К);
q
1
= 12280 ∙ 2,2 = 27016 Вт/м
2
;
q
2
= 850 ∙ 32,2 = 27370 Вт/м
2
;
q
1
q
2
.
Определим величину расхождения между тепловыми нагрузками
Δ
q
= 100∙(q
1
–q
2
)/q
1
,
Δ
q
= 100∙(27016 –27370)/27016 = –1,3% < ±5%.
Расчет коэффициентов α
1
и α
2
заканчиваем.
Коэффициент теплопередачи
К = 1/(1/α
1
+ Σ(δ/λ) + 1/α
2
),
К = 1/(1/12376 + 47∙10
–5
+ 1/850) = 579 Вт/(м
2
∙К).
Требуемая поверхность охлаждения
F = Q/(KΔt
ср
),
F = 2784∙10
3
/(579 ∙ 47,3) = 102 м
2
.
Окончательно выбираем ([1], табл. 2.3) стандартный теплообменник:
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
13
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)17.1(
)18.1(
)19.1(
– размер труб 20 × 2 мм;
– диаметр кожуха D = 800 мм;
– число ходов z = 6;
– общее число труб n = 618;
– длина труб L = 3,0 м;
– поверхность теплообмена F = 116 м
2
;
– площадь сечения одного хода по трубам F
тр
= 0,020 м
2
;
– площадь самого узкого сечения в межтрубном
пространстве F
мт
= 0,065 м
2
;
При этом запас поверхности теплообмена
ΔF = 100∙(116 – 102)/102 = 14%.
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
14
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)20.1(
2 ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОЖУХОТРУБЧАТОГО АППАРАТА
Гидравлическое сопротивление обусловлено сопротивлением трения и
местными сопротивлениями, возникающими при изменениях скорости
потока. Потери давления ΔР на преодоление сопротивления трения и местных
сопротивлений в трубопроводах определяются по формуле:
∆Р = 0,5(λL/d
э
+ Σξ)ρω
2
,
где λ – коэффициент потерь на трение;
L и d
э
– длина и эквивалентный диаметр трубопровода, м;
Σξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений.
При ламинарном режиме (Re < 2300) шероховатость практически не
влияет на коэффициент трения:
λ = 64/Re,
λ = 64/2298 = 0,028.
Скорость охлаждающей воды в трубках
ω
тр
=
nd785,0
Gz
в
2
в
,
ω
тр
=
618996016,0785,0
66,16
2
= 0,81 м/с.
Скорость воды в штуцерах
ω
вш
=
в
2
вш
d785,0
G
,
где d
вш
– диаметр штуцера в распредколлекторе ([1], табл. 2.5),
d
вш
= 0,25 м;
ω
вш
=
99625,0785,0
6,16
2
= 0,34 м/с.
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
15
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)1.2(
)2.2(
)3.2(
)4.2(
В трубном пространстве имеют место следующие местные
сопротивления:
– входная и выходная камеры (ξ
1
= 1,5);
– поворот между ходами (ξ
2
= 2,5);
– вход в трубы и выход из них (ξ
3
= 1,0).
Гидравлическое сопротивление трубного пространства
ΔР
тр
= λ(Lz/d)(ω
тр
2
ρ
в
/2) + 2ξ
1
(ω
вш
2
ρ
в
/2) + [ξ
2
(z – 1) + 2ξ
3
z](ω
тр
2
ρ
в
/2),
ΔР
тр
= 0,028∙(3 ∙ 6/0,016)∙(0,81
2
∙ 996/2) + 2 ∙ 1,5∙(0,34
2
∙ 996/2) +
+ [2,5∙(6 – 1) + 2 ∙ 1 ∙ 6]∙(0,81
2
∙ 996/2) = 18470 Па.
Скорость пара в штуцере на входе в межтрубное пространство
ω
пш
=
п
2
пш
d785,0
D
,
где d
пш
– диаметр штуцера на входе в межтрубное пространство ([1],
табл. 2.5),
d
пш
= 0,25 м;
ρ
п
– плотность насыщенного пара при заданном давлении Р,
ρ
п
= 0,25 кг/м
3
;
ω
пш
=
25,025,0785,0
2,1
2
= 97,83 м/с.
Скорость конденсата в штуцере на выходе из межтрубного пространства
ω
кш
=
к
2
мш
d785,0
D
,
где d
мш
– диаметр штуцера на выходе из межтрубного пространства ([1],
табл. 2.5),
d
мш
= 0,25 м;
ρ
к
– плотность конденсата при температуре t
кп
,
ρ
к
= 975 кг/м
3
;
ω
кш
=
97525,0785,0
2,1
2
= 0,03 м/с.
Скорость конденсата в наиболее узком сечении межтрубного
пространства
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
16
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)5.2(
)6.2(
ω
мтр
= D/(F
мт
ρ
к
),
ω
мтр
= 1,2/(0,065 ∙ 975) = 0,02 м/с.
Число Рейнольдса при течении пара в межтрубном пространстве
Re
мтр
= Dd
н
/(F
мт
μ
к
),
где μ
к
– вязкость конденсата при температуре t
кп
,
μ
к
= 381∙10
–6
Па∙с;
Re
мтр
= 1,2 ∙ 0,020/(0,065 ∙ 381∙10
–6
) = 969.
Число рядов труб, омываемых конденсатом в межтрубном пространстве
(округляем до целого числа в большую сторону)
m =
3/n
,
m =
3/618
= 18.
Число сегментных перегородок при принятых размерах теплообменника
([1], табл. 2.6)
Х = 6.
В межтрубном пространстве имеют место следующие местные сопроти-
вления:
– вход пара и выход конденсата через штуцера (ξ
1
= 1,5);
– повороты через сегментные перегородки (ξ
2
= 1,5);
– сопротивления трубного пучка при его поперечном омывании ξ
3
:
ξ
3
= 3m/Re
мтр
0,2
,
ξ
3
= 3 ∙ 18/969
0,2
= 13,6.
В межтрубном пространстве теплообменника потери на преодоление
сопротивлений трения малы по сравнению с потерями на преодоление
местных сопротивлений, поэтому они не учитываются.
Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства
ΔР
мтр
= ξ
1
(ω
пш
2
ρ
п
/2) + ξ
1
(ω
кш
2
ρ
к
/2) + ξ
2
Х(ω
мтр
2
ρ
к
/2) + ξ
3
(Х – 1)(ω
мтр
2
ρ
к
/2),
ΔР
мтр
= 1,5∙(97,83
2
∙ 0,25/2) + 1,5∙(0,03
2
∙ 975/2) + 1,5 ∙ 6∙(0,02
2
∙ 975/2) +
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
17
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)7.2(
)8.2(
)9.2(
)10.2(
)11.2(
+ 13,6∙(6 – 1)∙(0,02
2
∙ 975/2) = 1810 Па.
Для обеспечения заданной производительности по конденсации пара его
давление перед входом в теплообменник должно быть не менее
Р
п.тр
= Р + Р
мтр
,
Р
п.тр
= 0,04∙10
6
+ 1810 = 41810 Па.
Для обеспечения заданной производительности по конденсации пара
давление охлаждающей воды перед входом в теплообменник должно быть не
менее
Р
в.тр
= ΔР
тр
= 18470 Па.
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
18
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)12.2(
3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОЛЩИНЫ ТЕПЛОВОЙ ИЗОЛЯЦИИ
Для уменьшения тепловых потерь, создания необходимых условий безо-
пасной работы обслуживающего персонала и защите поверхности от коррозии
наружная поверхность теплообменника покрывается слоем изоляции.
Толщина изоляции должна быть такой, чтобы температура на её
поверхности была не более 40÷50ºС.
Толщину тепловой изоляции находим из равенства удельных тепловых
потоков через слой изоляции и от поверхности изоляции в окружающую
среду.
Выбираем в качестве материала для тепловой изоляции совелит,
имеющий коэффициент теплопроводности
λ
и
= 0,1 Вт/(м·К).
Ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата
по сравнению с термическим сопротивлением изоляции, температуру
изоляции со стороны теплообменника t
ст1
принимаем равной температуре
перегретого пара в межтрубном пространстве
t
ст1
= t
пп
= 90ºС.
Температура окружающей среды (воздуха)
t
в
= 20ºС.
Температуру изоляции со стороны окружающей среды (воздуха)
принимаем
t
ст2
= 30ºС.
Коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного
материала в окружающую среду
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
19
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
α
в
= 9,3 + 0,058t
ст2
,
α
в
= 9,3 + 0,058 ∙ 30 = 11,0 Вт/(м
2
·К).
Удельные тепловые потери в окружающую среду
q
п
= α
в
(t
ст2
– t
в
),
q
п
= 11,0∙(30 – 20) = 110,0 Вт/м
2
.
Толщина тепловой изоляции
δ
и
=
)(
)(
в2ств
2ст1сти
tt
tt
,
δ
и
=
)2030(0,11
)3090(1,0
= 0,055 м = 55 мм.
Принимаем толщину изоляции теплообменника
δ
и
= 56 мм.
Тепловые потери в окружающую среду
Q
п
= π(D + 2δ
и
)Lq
п
,
Q
п
= 3,14∙(0,8 + 2 ∙ 0,056)∙3 ∙ 110 = 945 Вт.
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
20
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)1.3(
)2.3(
)3.3(
)4.3(
4 МЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОЖУХОТРУБЧАТОГО АППАРАТА
Толщина стенки корпуса воздухоохладителя
δ
с
= РD/(2[σ]φ) + с,
где Р – внутреннее давление в корпусе, Р = 0,04 МПа;
D – диаметр корпуса аппарата, D = 0,8 м;
[σ] – допускаемое напряжение, для стали Х18Н10Т [σ] = 140 МПа;
φ – коэффициент прочности сварного шва, φ = 0,8;
с – прибавка на коррозию, овальность и т.д., с = 0,001;
δ
с
= 0,04 ∙ 0,8/(2 ∙ 140 ∙ 0,8) + 0,001 = 0,0011 м.
Принимаем толщину стенки корпуса равной:
δ
с
= 2 мм.
Толщина эллиптической крышки
δ
к
= DR/(2[σ]φ – 0,5Р) + с,
где R – радиус кривизны в вершине днища,
R = 0,25D
в
2
/h,;
D
в
– внутренний диаметр корпуса,
D
в
= D – 2δ
с
,
D
в
= 0,8 – 2 ∙ 0,002 = 0,796 м;
h – высота выпуклой части наружной поверхности крышки,
h = 0,2D
в
,
h = 0,2 ∙ 0,796 = 0,159 м;
R = 0,25 ∙ 0,796
2
/0,159 = 0,996 м;
δ
к
= 0,8 ∙ 0,996/(2 ∙ 140 ∙ 0,8 – 0,5 ∙ 0,04) + 0,001 = 0,0046 м.
Принимаем толщину эллиптической крышки равной:
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
21
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)1.4(
)2.4(
)3.4(
)4.4(
)5.4(