Учебная работа. Проектирование кожухотрубного теплообменного аппарата вертикального типа (ПСВ)

Учебная работа. Проектирование кожухотрубного теплообменного аппарата вертикального типа (ПСВ)

Министерство образования и науки РФ (Российская Федерация — Федеральное государственное экономное образовательное учреждение

Высшего проф образования

«Южно-Уральский муниципальный институт»

(государственный исследовательский институт)

Факультет Заочный Инженерно Экономический

Кафедра «Промышленная теплоэнергетика»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Тепломассообменное оборудование компаний»

Проектирование кожухотрубного теплообменного аппарата вертикального типа (ПСВ)

Управляющий

Шашкин В.Ю.

Создатель работы

студент группы ЗФ-414

Попов А.В.

Челябинск 2015 г.

Инструкция

В данном курсовом проекте выполнен термический, гидравлический и прочностной расчет характеристик рекуперативного теплообменного аппарата, при данных исходных параметрах

Введение

Подогреватели сетевой воды ПСВ предусмотрены для обогрева воды для отопительных, производственных и бытовых нужд. Подогреватель сетевой воды ПСВ представляет собой кожухотрубный теплообменник вертикального типа, состоящий из корпуса, трубной системы с латунными трубками 19х1, верхней и нижней (плавающей) водяной камеры. рабочее лишнее давление в паровом пространстве; рабочее лишнее давление в водяном пространстве.

Работающий подогреватель подает жаркую воду в теплосеть для отопления промышленных, жилых и иных помещений. Так же подогреватель быть может применен для сотворения жаркого водоснабжения. В отдельных вариантах подогреватель употребляют в газовой и нефтехимической индустриях, к примеру, для нагрева нужных газов и иных веществ, нужных в определенных технологических действиях.

Средние рабочие характеристики подогревателя сетевой воды:

— эксплуатационное давление воды — 1,5 МПа;

— эксплуатационное давление подогревающего пара — 0,7 МПа.

Система и принцип работы подогревателя сетевой воды ПСВ

Подогреватель сетевой воды устанавливается в системах термического снабжения, где он исполняет функцию обогрева воды. На термических станциях теплоносителем является турбинный пар, в котельных различного предназначения обогрев получается благодаря пару из котлов низкого давления.

Подогреватель ПСВ сконструирован как кожухотрубный теплообменник вертикального типа, который состоит из трубной системы, упрятанной в корпусе, а так же нижней и верхней плавающих камер. Сборка всех узлов осуществляется при помощи комфортного фланцевого соединения, таковой метод сборки дозволяет производить резвый профилактический ремонт и осмотр теплообменника.

Корпус подогревателя сетевой воды ПСВ сложен из эллиптического днища, цилиндрической обечайки и фланца который соединяется с трубной системой. Днище корпуса оборудовано патрубком для выхода конденсата и патрубком для воплощения регулирования уровня.

Трубная система сконструирована из каркасных труб, нижней и верхней трубных досок, а так же прямых теплообменных труб, концы которых развальцовываются в трубных досках.

В подогревателе ПСВ прохладная вода из сети течет по теплообменным трубам, в тоже время греющий пар поступает через пароподводящий патрубок во внутренне межтрубное место, где соприкасаясь с теплообменными трубами, подогревает воду. Образующийся во время этого процесса конденсат отводится через особый патрубок понизу корпуса.

При правильной эксплуатации и соответствующем сервисном обслуживании срок службы аппарата довольно велик, прослужит 30 лет.

рекуперативный теплообменник труба конденсация

1. Термический конструктивный расчет

Решим уравнение термического баланса и теплопередачи:

Q1•з=Q 2 ; Q=Q 2= k •F •Дt

Где Q1 — количество теплоты, отданное паром;

Q2 — количество тепла, воспринятое нагреваемым теплоносителем (водой)

з — КПД, =0,98

k — коэффициент теплопередачи для плоской стены, Вт/м2°С;

F — поверхность термообмена, м2;

?t2 — средняя разность температур меж теплоносителем, °С

P = 8 ата = 8,106 бар = 0,8106 МПа

В интернациональной системе единиц, обычное давление равно:

Р = 101325 Па = 1,010325 бар

Энтальпия пара при t =400°С, h» = 3267 кДж/кг (таблица)

Энтальпия насыщенного пара h’ = 723 кДж/кг (таблица)

температура насыщения (ts) 171°С. (таблица)

Найдем среднюю температуру воды:

Дt2=0,5•(t’2+t»2);

Дt2=0,5 •(70+150)=110?С;

Удельная теплоемкость при t=110°С, Ср2=4,235кДж/кг°С (таблица)

количество передаваемой теплоты:

Q2=G 2C p 2•(t’2-t»2);

Q2=105 •103 •4,235 •(150-70)/3600 = 9881 КВт

1.1 Расход пара

G=Q2/з•(h»-h’) =9881/0.98•(3267-723)=3.96 кг/с=14,256 т/ч

1.2 Температурный напор

Рис.1 нрав конфигурации температур теплоносителей

Определяем среднелогарифмический температурный напор:

Дt=Дtл=Дtб-Дtм/(ln(Дt б)/ Дtм)= 101-21/(ln(171-70)/171-150)= 80/(ln101/21)=50.96?С

Где: ?tб=ts-t2′ — большая разность температуры на конце теплообменника,

?tб=171-70=101°С

?tм=ts-t2» — наименьшая разность температуры на конце теплообменника,

?tм=171-150=21°С.

1.3 Теплопередача при конденсации

Для расчета коэффициента теплопередачи к наружной поверхности трубки при конденсации пара нужно знать температуру наружной поверхности стены tс1 и высоту трубки Н. Так, как значения этих величин неопознаны, то проводим расчет способом поочередных приближений.

В первом приближении задаемся:

tс1 =ts-(Дtл/2)= 171-50.96/2=145.5°С

Не считая того, задаемся высотой трубок:

Н=3 м.

Приведенная длина трубки:

Z=?tc1HA

Где, ?tc1=ts-tс1=171-145,5=25,5°С.

При ts=171°C по табл. 8-1 (Е.А.Краснощеков, А.С. Сукомел «Задачник по теплопередаче», стр.159) находим:

А = 137,4 1/м°С; В = 12,076·10-3 м/Вт;

Z = (171-145,5)·3·137,4 = 10511?2300

Потому что части трубы турбулентный.

Коэффициент теплоотдачи со стороны жаркого теплоносителя можно найти по последующей формуле:

б1= Re/(?tc1•HB)

где Re =[ 253+0,069 •(Pr /Pr c1) 0,25 •Pr 0,5 •(Z-2300)] 4 /3

где Pr и Prc — числа Прандтля для конденсата соответственно при ts и tc1 .

При: ts = 171°C Pr = 1.21

tc1 = 145.5°C Prc1 = 1.142

Re =[ 253+0,069 •(1,21 /1,142) 0,25 •1,21 0,5 •(10511-2300)] 4 /3 =8520,8

б1= 8520,8/(25,5•3 •12,076·10-3)=9223,45 Вт/(м2°С)

1.4 Теплопередача при движении воды по трубам

Коэффициент теплоотдачи со сторон прохладного теплоносителя можно найти по последующей формуле:

б2= Nuж1 •л ж1/d 1

При t=110°C

н2 = 0.272·10-6 м2/с с2 = 950,7 кг/м3;

л2 = 68,5·10-2 Вт/(м°С) Pr2 = 1,60

Избираем скорость теплоносителя: маловязкие воды и вода W = 1 ч 3 м/с.

Я выбираю скорость для воды W2 = 1,5 м/с;

для пара W1 = 40 м/с.

Re ж2=W •d 1 /н 2= 1,5•1.7•10 -2/0.272 •10 -6 =9.375 •10 4

9,375·1041·104, как следует течение воды турбулентное, расчет ведем по формуле (Pr 0.7),

Nuж2=0,021•Re20.8 •Pr20.43 •(Pr2/Prc2) 0.25 •е;

Где е — поправка на исходный участок; при l/d 50

е = 1

Перепад температур по толщине стены примерно 1°С, тогда

tc2=145,5-1=144,5°C

При tс2 =144,5°С (таблица 11 Краснощеков)

Prc2 = 1,138

Nuж2 = 0,021·(93750)0,8·(1,60)0,43·(1,60/1,138)0,25·1 =265,8

б2= 265,8 •68.5 •10 -2/(17·10-3)=10710,18 Вт/(м2°С)

1.5 Коэффициент теплопередачи

Как правило, у труб, используемых в теплообменных аппаратах, dn/dв<1,4. Тогда расчет коэффициента теплопередачи можно вести для плоской стены с учетом загрязненности поверхностей.

k=1 / ((1/б1)+(дc/л)+(1/ б2)+R загр)

где б1 — коэффициент теплоотдачи со стороны жаркого теплоносителя;

б2 — коэффициент теплоотдачи со стороны прохладного теплоносителя;

дс — толщина стены; дс = 0,001м;

ллатуни=109 Вт/(м•°С)- коэффициент теплопроводимости латуни;

дз = 0,5·10-3 ; лз = 1,3 ч 3,1 Вт/(м·°С) — котельная накипь;

принимаем лз= 3,1 Вт/(м·°С)

Rзагр =0,5·10-3/ 3.1 = 1,61·10-4 ; ллатуни = 109 Вт/(м·°С)

k=1 / ((1/9223,45)+(10 -3/109)+(1/ 10710,18)+ 1,61·10-4)=2685,6 Вт/(м2·°С)

Средняя плотность термического потока:

q = k?tл =2685,6 ·50,96 = 136,85 кВт/м2

Площадь поверхности нагрева в первом приближении:

F = Q/q = 9881/136,85=72,20 м2

Число трубок в одном ходе:

m=4•G2/сж1•W•р•d12=4•29,2/950,7•1,5 •3.14 •(1.7 •10 -2) 2=90

Число ходов 4 и всего трубок:

n = 4·90 = 360

Высота трубок в первом приближении:

Н=F / р •dcp•n=72,20/3,14•1,9•10 -2•360=3,36 м

температура стен трубок:

tc1=t s- (q / б1 )= 171-(136850 /9223,45)=156,2 °С

tc2=t c1- (q•д / л )= 156,2-(136850 •10 -3 /109)=154,9 °С

Потому что приобретенные значения величин не совпадают с принятыми, производим повторный расчет, принимая Н =3,36 м; tc1=156,2°C ; tc2=154,9°C.

Расчет б1:

б1= Re/(?tc1•HB)

tc1 = 156,2 °С; Prc = 1,172;

Z = ?tc1HA =(171-156,2)·3,36·137,4 = 6832

Re =[ 253+0,069 •(1,21 /1,172) 0,25 •1,21 0,5 •(6832-2300)] 4 /3 =5057,6

б1= 5057,6/(14,8•3,36 •12,076·10-3)=8429,33 Вт/(м2°С)

Расчет б2:

tc2=154,9°C; Prc2 =1,18; Re = 93750;

Nuж2 = 0,021·(93750)0,8·(1,6)0,43·(1,6/1,18)0,25·1 =263,98

б2= 263.98 •68.5 •10 -2/(17·10-3)=10636,84 Вт/(м2°С)

k=1 / ((1/8429,3)+(10 -3/109)+(1/ 10636,84)+ 1,61·10-4)=2610,38 Вт/(м2·°С)

q = k?tл =2610,38·50,69 = 133 кВт/м2

F = Q/q = 98,81/133,403=74,29 м2

tc1=t s- (q / б1 )= 171-(133•103 /8429,3)=155,2 °С

tc2=t c1- (q•д / л )= 155,3-(133•103 •10 -3 /109)=154 °С

В итоге расчета получили:

б1 = 8429,3 Вт/(м2·°С);

б2 = 10636,84 Вт/(м2·°С);

k = 2610,38 Вт/(м2·°С);

q = 133 кВт/м2;

F = 74,29м2;

Н = 3,36 м — рабочая длина трубки в одном ходе;

L = 3,36·4 = 13,44 — длина трубки в 4 ходах.

2. Компоновочный расчет

Шаг меж трубками в согласовании с советами избираем по внешнему поперечнику трубы.

S = (1,2ч1,4)dн, но не наименее S= dн+6мм, т.е. 19+6=25 мм

S = 1,4·19=26,6 мм.

Размещение труб в пучке — ромбом.

количество труб определяем по формуле:

n=360 шт.

Внутрений поперечник корпуса многоходового аппарата рассчитываем по формуле:

где з = 0,6ч0,8 — коэффициент наполнения трубной сетки, равный отношению площади занятой трубами к полной площади сетки в сечении аппарата.

3. Гидравлический расчет теплообменного аппарата

Главный задачей гидравлического расчета является определение величины утраты давления теплоносителя при прохождении его через аппарат в данных эксплуатационных режимах. При течении воды постоянно появляются сопротивления, препятствующие движению. На преодоление этих сопротивлений затрачивается механическая энергия. Эта энергия пропорциональна перепаду давления Р.

Полная утрата давления ДР в теплообменном аппарате:

где — сумма гидравлических утрат на преодоление сил трения;

— сумма утрат давления в местных сопротивлениях;

— сумма утрат давления, обусловленных убыстрением потока — весьма не достаточно, потому принебригаем;

— суммарная издержка давления на преодоление самотяги,=0, потому что не сообщается с атмосферой

3.1 Гидравлическое сопротивление трения

Гидравлическое сопротивление трения обуславливается вязкостью воды и проявляется в местах безотрывного движения воды вдоль жесткой стены.

Утраты на преодоление сил трения рассчитываются по формуле

,Па

Где l — длина канала (м); dэ — эквивалентный поперечник канала (м);

с — средняя плотность рабочей среды в канале (кг/м3);

W — средняя скорость (м/с);

е — коэффициент сопротивления, характеризующий соотношение сил трения и инерционных сил потока;

е’ — поправка для гидродинамического исходного участка. В практических расчетах эта поправка не существенна.

,Па

3.2 Местные сопротивления

Местные сопротивления являются суммой отдельных сопротвлений, создающихся при проходе рабочей среды в аппарате из-за наличия сужений и расширений потока, поворотов и т. д. В таковых местах в потоке появляются отрывы пограничного слоя, вихри и т. д., вызывающие интенсивное рассеивание энергии на сравнимо маленьких участках. Утраты давления на местных сопротивлениях определяются по формуле:

,Па

где ем — коэффициент местного сопротивления.

Находим по таблице

1. Вход (выход) воды под углом 90° …………2·1,5 = 3

2. Вход воды из камер в трубки ………………4·1 = 4

3. Выход воды из трубок в камеры ……………4·1 = 4

4. Поворот потока на 180° в трубках камеры …3·2,5 = 7,5

Всего 18,5

,Па

4. Расчет теплообменного аппарата на крепкость

Почти все теплообменные аппараты работают при лишнем внутренем давлении либо под вакуумом, вседствие чего же в этих элементах появляются напряжения, обусловленные разностью давлений. На эти напряжения накладываются тепловые напряжения от своей массы аппарата и находящихся в нем теплоносителей. нужно, чтоб в рабочих критериях и при гидравлических испытаниях возникающие напряжения не привели к остаточным деформациям формы аппарата либо его разрушению.

4.1 Расчет прочности корпуса

Материал ВСт 3Гпс

Поперечник корпуса Д=0,7 м

давление пара =0,81 Мпа

Расчетная температура =171 С

Условие прочности

=126 МПа — допустимое напряжение материала, табл. П11 (11);

=0,95 — коэффициент прочности сварного шва, табл. 3.2 (1);

— эквивалентное напряжение

, Па

где D’ — внутрений поперечник;

D’ = 664 мм.

Р = внутренее давление (пробное гидравлическое давление) по пару;

Р = 11кг/см2

S = толщина стены корпуса;

Потому что = 3,0 мм < 10 мм, то С = 4 мм, S’ = 3 мм, S = C+S’ =4+3=7 мм.

Примем S = 8 мм.

Находим уэкв :

,МПа

=

9,68 < 119,7МПа

Условие прочности выполнено.

4.2 Расчет на крепкость трубок

Материал Л68.

Поперечник трубок 19мм

Пробное гидравлическое давление в трубках Р=20 кгс/см2.

Толщина стен = 1 мм

Условие прочности

, МПа

=45 МПа (из табл. для Л68)

20,0<45 МПа

Условие прочности производится.

4.3 Расчет на крепкость днища

Для эллиптических днищ, напряжения определяются из анализа напряженного состояния в предположении отсутствия изгибающих моментов в поперечных сечения днища, а эквивалентные напряжения подсчитываются по теории прочности больших касательных напряжений.

,Па

Где Р — внутренее давление, МПа;

D — внутрений поперечник днища, м;

S — толщина стены, м;

Н — высота выпуклой части днища, м;

С — добавка к толщине S, м;

ko — коэффициент, учитывающий ослабление несущей площади конструктивно вносимое неукрепленными отверстиями.

Условие прочности:

где ц = 0,95.

4.3.1 Оценка прочности крышки теплообменника

Материал: Сталь ВСт 3Гпс

Поперечник: 0,7 м

давление : 2МПа

Расчетная температура: t = 150°C

Допустимая толщина стены:

Где [у] = 128,4 МПа;

ko = 1;

Примем S = 10 мм, С = 3мм.

104,34 < 128,4·0,95

104,34 < 121,98

Условие прочности производится.

4.3.2 Оценка нижней камеры

Материал ВСт 3Гпс

Поперечник D=664 мм

давление P=2 Мпа

Температура t=150 °С

=122,2 МПа по табл. П.11 (11)

мм

Допустимая толщина стены

, м

м = 6 мм

Примем =10 мм

Эквивалентное напряжение

, МПа

10,4<122,2·0,95 МПа

10,4<116,09 МПа

Условие прочности производится.

Оценка прочности днища

Допустимая толщина стены

, м

Рп=1,1 МПа

ts=171 °С

=126 МПа

, м

Примем =10 мм

Эквивалентное напряжение

, МПа

39,1<126·0,95 МПа

39,1<119,7 МПа

Условие прочности производится

4.4 Расчет фланцевых соединений

Материал сталь 17 ГС

Поперечник d=150 мм

давление Р=2 Мпа

Температура t=150 С

В подогревателе сетевой воды самым нагруженным является фланец входной водяной камеры. Рассчитаем на крепкость болты этого фланцевого соединения.

Условия прочности болта

; ; МПа

тогда МПа

Напряжение растяжения болта

МПа

где — усилие в одном болте

, мН

где

— коэффициент затяжки

— равнодействующие давления на площади ограниченной окружностью середины уплотняющего кольца.

мН

, мН

МПа

Условие прочности 1,7<384 МПа производится

4.5 Расчет на крепкость трубных досок

Материал Ст20

температура t=150 °С

Поперечник dл= м

Давление Рв=2 Мпа

Условия прочности

; МПа

; >

Допустимая толщина доски

Примем =0,045м = 45 мм

МПа

41,7<84,6 МПа

Условие прочности выполнено.

Заключение

В итоге произведенного расчета получены последующие данные:

— площадь поверхностного термообмена F=74,29 м2;

— расход пара G = 14,256 т/ч;

— количество трубок = 360 шт

— длина трубки Н=3,36м;

Библиографический перечень

1. Л.Г. Степанова. Расчет и проектирование теплообменных аппаратов. Учебное пособие по курсу «Промышленные тепломассообменные процессы и установки». Под ред. Ю.А. Короленко. — Челябинск: ЧПИ, 1980.

2. Проектирование, установка и эксплуатация тепломассообменных установок: Учебное пособие для вузов/ А.М. Бакластов, В.А. Горбенко, П.Г.ю Удыма. Под ред. А.М. Бакластова. — м.: Энергоиздат, 1981.

3. Краснощеков Е.Н., Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче: Учебное пособие для вузов. — м .: Энергия, 1980.

]]>