База знаний студента. Реферат, курсовая, контрольная, диплом на заказ

Министерство образования РФ

Братский государственный технический университет

Факультет энергетики и автоматики

Кафедра промышленной теплоэнергетики

Курсовая работа

по дисциплине

«Тепломассообмен»

Расчет пароводяного подогревателя

Пояснительная записка

1016 ТО №в 28 КП 103Г

Выполнил

студент группы ЭОПус-02-1                                              Мельников Е. А.

Проверил

к.т.н., доцент кафедры ПТЭ                                               Федяева В. Н.

Министерство образования РФ

Братский государственный технический университет

Факультет энергетики и автоматики

Кафедра промышленной теплоэнергетики

ЗАДАНИЕ

на курсовую работу по курсу

«Тепломассообмен»

студента 3 курса гр. ЭОПус-02-1

Мельникова Е. А.

1. Исходные данные

Рассчитать пароводяной подогреватель вертикального типа для подогрева воды системы отопления цехов производственных помещений при следующих условиях:

1.     Давление воды                         Рв = 0,142  мПа

2.     Температура воды на входе   t`в = 20,5   ⁰С

3.     Температура воды на выходе t``в = 89,6  ⁰С

4.     Расход воды                             Gв = 214,8 м³/ч

5.     Давление греющего пара                 Pп = 0,57   мПа

6.     Температура греющего пара  tп = 175     ⁰С

2. Графическая часть: 2 л *А1

Задание выдано – 8.02.03

Задание принял к исполнению _____________

Руководитель проекта к.т.н., доцент _____________ Федяева В. Н.
Содержание

Введение…………………………………………………………………...

1. Тепловой расчет подогревателя……………………………………….

2. Гидравлический расчет………………………………………………...

3. Механический расчет…………………………………………………..

4. Экономический расчет…………………………………………………

Заключение………………………………………………………………..

Список используемой литературы………………………………………

Угловая спецификация…………………………………………………...

ВВЕДЕНИЕ

Для закрепления теоретических знаний по курсу «Тепломасобменн»  учебным планом предусмотрен курсовой проект (работа) для студентов  дневной и заочной  форм обучения. Целью  проектирования – выполнение расчета, на основании которого производится окончательный выбор типа и конструкции аппарата, определения его размеров и выполнения чертежа аппарата. Тематика курсового проекта обычно охватывает разделы курса, связанные с расчетом рекуперативных теплообменников.

Теплообменными аппаратами называют устройства, предназначенные для передачи тепла от одного к другому, а также осуществления различных технологических  процессов: нагревание, охлаждения, кипения, конденсации и др.

Теплообменные аппараты классифицируются по различным признакам. Например, по способу передачи тепла их можно разделить на две группы:  поверхностные (рекуперативные см. рис. 1 и регенеративные) и смещения. Требования к промышленным теплообменным аппаратам в зависимости от конкретных  условий применения весьма разнообразны. Основными требованиями  являются: обеспечение наиболее высокого коэффициента теплопередачи при  возможно  меньшем гидравлическом сопротивлении; компактность и наименьший расход материалов, надежность и герметичность  в сочетании с разборностью и доступностью поверхности теплообмена  для механической очистки её от загрязнений; унификация узлов и деталей; технологичность механизированного изготовления широких рядов поверхностей теплообмена для различного диапазона рабочих температур, давлений и т. д.

При созданиях  новых, более эффективных теплообменных аппаратов стремятся, во-первых,  уменьшить удельные затраты материалов, труда, средств и затрачиваемый при работе энергии по сравнению с теми же показателями существующих теплообменников. Удельными затратами для теплообменных аппаратов называют затраты, отнесенные к тепловой производительности взаданных условиях,  во-вторых, повысить интенсивность и эффективность работы  аппарата. Интенсивностью процесса или удельной тепловой производительностью теплообменного аппарата газывается количество теплоты, передаваемого в единицу времени через единицу поверхности теплообмена при заданном тепловом режиме.

Интенсивность процесса теплообмена характеризуется коэффициентом теплопередачи k. На интенсивность и эффективность влияют также форма поверхности теплообмена; эквивалентный диаметр и компоновка каналов, обеспечивающие оптимальные скорости движения сред; средний температурный напор; наличие турбулизирующих элементов в каналах; оребрение и т. д. Кроме  конструктивных методов интенсификации процесса теплообмена существует режимные методы, связанные с изменением гидродинамических параметров и режима течения жидкости у поверхности теплообмена. Режимные методы включают:  подвод колебаний к поверхности теплообмена, создание пульсации потоков, вдувание газа в поток либо отсос рабочей среды через пористую стенку, наложении электрических  или магнитных полей на поток, предотвращения загрязнений поверхности теплообмена путем сильно турбулизации потока и т. д.

1.ТЕПЛОВОЙ   РАСЧЕТ

ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

При заданном давлении пара Р_п=0,57МПа, температуре насыщения t_s=160 ^оС по h-s диаграмме определяем состояние пара. Если он перегрет, то имеем две зоны теплообмена:

первая - охлаждение пара от t_п=175 ^оС до t_s=160 ^оС

вторая - конденсация насыщенного пара на вертикальных тру­бах.

Считаем, что переохлаждения конденсата нет. Расчет поверх­ности проводим отдельно для каждой зоны (рис. 2).

1.1   Определяем параметры теплоносителей при средних темпера­турах воды и пара

t_в.ср=0,5(t`_в+t``_в), ⁰С,

где   t’_в - температура   воды   на   входе   в   подогреватель, °С;        

        (t`_в=20,5°С),

        t”_в - температура воды на выходе из подогревателя, °С,

         (t``_в=89,6°С),

t_в.ср=0,5(20,5+89,6)=55,05 ⁰С,

t_п.ср=0,5(t_п+t_s), ⁰С,

где t_п. - температура перегретого пара, °С; (t_п=175 °С),

      t_s - температура насы­щенного пара, °С,  (t_s=160 °С),

t_п.ср=0,5(175+160)=167,5 ^оС,

По таблицам физических свойств воды и водяного пара опре­делим их основные параметры.

При t_в.ср. определяем следующие справочные данные:                    

С_в= 4,183 -теплоемкость воды;

r_в=986,19 - плотность воды;

u_в=0,5  10^-6-коэфициент кинематической вязкости;

l_в=0,653 - коэффициент теплопроводности;

Рr_в =3- число Прандтля.

При t_n.ср. определяем:

С_n=2,49  - теплоемкость пара;

r_п=3,9 - плотность пара;

u_п=3,7  10^-6 вязкости пара;

l_п=0,0316  - коэффициент теплопроводности;

Рr_п =1,2- число Прандтля.

1.2      Определяем количество теплоты, передаваемой паром воде,

кВт

где G_в - объемный расход воды, G_в=0,0567

      С_в - теплоемкость воды, ; (С_в=4,183

Q=0,0567  986,19  4,183(89,6-20,5)=17008.2 кВт.

Вычисляем количество теплоты, передаваемой паром воде в 1-и зоне,

Q ₁ = D _n× С _n×( t_п – t _s), кВт ,

где D_п - массовый  расход  пара,  ;  (D_п=8,14

      С_п- теплоемкость  пара,   (С_n=2,49

1.3     Определяем расход пара

где r-теплота парообразования, определяемая по температуре насыщения

 пара,                                                            

D_п==8,13 ;

Q₁=8,13  2,49  (175-160)=303.841 кВт.

1.4     Определяем количество теплоты, передаваемой паром воде во 2-й зоне,

Q₂=D_n×r, кВт.

Q₂=8,13   2053,4=16704.35 кВт.

Проверим полученное значение переданной теплоты паром воде:

Q=Q₁+Q₂, кВт.

Q=303.841+16704,35=17008.2 кВт.

Выберем произвольно диаметр трубок и скорость воды в них:

материал:  сталь (задан) l_ст=38  ;

скорость воды: w_в =1,6

толщина стенок трубок: d_{С  Т} =1 мм.

1.5      Определяем коэффициент теплоотдачи от внутренней поверх­ности стенки трубки к водe

 ,

где l_ж - коэффициент теплопроводности воды,   

 (l_в=0,653

Nu - критерий Нуссельта для воды; (Nu=317,5),

d_вн - внутренний диаметр тру­бок, м,  ( d_вн=0,027 м),

1.6      Определим режим течения воды в трубах

,

где Re - критерий Рейнольдса; (Re=86400),

    n_в - коэффициент кинематической вязкости воды, ;  

        (u_в=0,5  10^-6 ),                                   

    w_в - скорость воды в трубках, ,(ω_в=1,6),

Re=

Если Re >10⁴, то режим течения - турбулентный. Критерий Нуссельта для турбулентного режима течения воды в трубках оп­ределяется по следующей формуле:

Nu _ж = 0,023 Re ^0,8  Рr ^0,4  e_/

где Рr - число Прандтля для воды; e - поправочный коэффициент. Если e_/ =1, ℓ - длина трубок.

Полученные результаты подставляем в формулу, вычисляем количество трубок

Nu_ж=0,023  86400^0,8  3^0,4   1=317,5;

α_ж=41470

Принимаем: шаг между трубками S= 1,4×d _н =1,4x0,029=0,0406, м; кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом аппарата К = 10 мм.

Выбираем стандартное количество трубок, близкое к полу­ченному значению n_ст=91 , шт.

1.7 Определяем  (по прил. 17) при n, шт. Отсюда определяем диаметр трубной решетки D'=0,406, м.

Внутренний диаметр корпуса составит

D_вн = D' + d_н + 2К, м.

D_BH=0,406+0,029+0,02=0,455 м.

1.8    Рассчитаем поверхность теплообмена в 1-й зоне.

1.8.1  Определяем площадь межтрубного пространства для прохода пара:

²

f_м.п=455 м.

Определяем скорость пара в межтрубном пространстве

    

где ρ_п - плотность пара, ;(r_п=3,9),

      D_п - массовый расход пара, ;(D_п=8,13

ω_п=20.36

1.8.2     Определяем коэффициент теплоотдачи от пара к трубе

  ,

где Nu_п - критерий Нуссельта для пара;(Nu_п=474,36),

       λ_п - коэффициент тепло­проводности пара, ;(l_п=0,0316

       d_Э - эквивалентный диаметр, м,(d_э=0,04 м),

1.8.3       Вычисляем эквивалентный диаметр

где U - смоченный периметр, м,  (U=9,7 м),

1.8.4       Определяем смоченный периметр

^М

U=3,14[0,455+91  0,029]=9,7 м;

d_э=

1.8.5  Определяем режим течения пара в межтрубном пространстве

где Re_п - критерий Рейнольдса для пара; (Re=225621,6),

       ν_п - коэффициент кинема­тической вязкости пара, , (u_п=3,7  10^-6

Re_п=32113.196

Если Re> 10⁴ - режим течения турбулентный. Тогда критерий Нуссельта для пара составит

 SHAPE  * MERGEFORMAT

4

,

0

8

,

0

Pr

Re

023

,

0

п

п

п

Nu

´

=

где Рг_п - критерий Прандтля для пара.

Полученные результаты подставляем в формулу.

Nu_п=0,023  232113.196^0,8  1,2^0,4=485.244;

α_п=36356.0798.

1.9     Вычисляем коэффициент теплопередачи в 1- и зоне

   ,

где δ_ст-толщина трубки, м; (δ_ст=0,001 м),

       δ_н = 0,2-толщина накипи, мм;  

       λ_ст-коэффициент теплопроводности материала трубки, ;

       (λ_ст=38

        λ_н=3,49 коэффициент теплопроводности накипи, .

            k=.

  1.10     Определяем температурный напор в 1-й зоне

⁰С    ,

где t``` - температура воды на границе между зонами, °С,(t```=88,37 ^oC),

⁰C ,

t```=^oC ;

Δt₁=32 ^oC.

1.11       Поверхность теплообмена первой зоны составит

²,

F₁=431144 м².

1.12          Рассчитаем поверхность теплообмена во 2-й зоне.

Будем считать, что в этой зоне коэффициент теплоотдачи от внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту тепло­отдачи в 1-ой зоне. Это допустимо, так как свойства воды во 2-й зоне мало отличаются от свойств воды в 1-й зоне.

Определим коэффициент теплопередачи для 2-й зоны k₂ гра­фоаналитическим методом. Для этого предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между удель­ным тепловым потоком q и перепадом температур Δt.

1.12.1      Передача теплоты от пара к стенке.

1.12.2        Определяем удельный тепловой поток

где В' - безразмерный коэффициент; (В`=16557,04),

       h_тр - предполагаемая высота трубок, м, (h_тр=4 м),

       Вычисляем безразмерный коэффициент

,

В`=1,34 [5700+56  160-0,09  160²]=16557,04;

q₁=308.215

Задавшись рядом значений Δt₁, вычислим соответствующие им величины Δt₁^0,75 и q₁. Строим кривую  (рис. 3).

Таблица 1

Δt1	10	20	30	40	50	60
Δt10.75	5,6	9,5	12,8	15,9	18,8	21,6
q1	65.837	110.723	150.075	186.214	220.138	252.395

1.13         Передача теплоты через стенку.

1.13.1        Определяем плотность теплового потока

Задавшись двумя значениями Δt₂, вычисляем соответствую­щие им величины q₂. Строим кривую  (рис. 3).

Таблица 2

Δt2	5	10	15	20
q2	190	380	570	760

1.14         Передача теплоты через накипь.

1.14.1       Вычисляем удельный тепловой поток

Задавшись двумя значениями Δt₃, определим соответствую­щие им величины q₃. Строим кривую  (рис. 3).

Таблица 3

Δt3	5	10	20	30	40
q3	87,25	174,5	349	523,5	698

   

1.15         Передача теплоты от накипи к воде.

1.15.1       Вычисляем удельный тепловой поток

Задавшись двумя значениями Δt₄, определим соответствую­щие им величины q₄. Строим кривую  (рис. 3).

Таблица 4

Δt4	5	10	15	20
q4	38,5	77	115,5	154

   

     1.16   Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне

,°С.

Δt₂=015427 ^oС;

q₂=2698.586

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответст­вующей Δt₂, проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пере­сечения с кривой q_гр,

Σt=51+5.96+12.98+0.0005463=70.89 ^oC;

q_ГР=226.536

1.17   Определяем коэффициент теплопередачи во 2-й зоне

  ,  .

K=3189.958

1.18    Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит

 , м² .

F₂=7 м².

1.19      Определяем суммарную поверхность теплообмена

F=F₁+F₂ , м².

F=73.7+0,431144 =74.169 м².

1.20      Вычисляем длину трубок

  ,  м,

где d_ср - средний диаметр трубок, м; (d_ср =0,028 м)

   ,   м

d_ср=;

L==9 м.

Не рекомендуется устанавливать трубки длиной более 5 м. Следовательно, необходимо уменьшить длину трубок. Для этого выбираем многоходовой подогреватель. Тогда общее число трубок составит

  , шт. ,

где m - число ходов теплообменника, (m=2);

n₂=65 2=130шт.

При n_с=187 шт., определяем D`=0,5684 м.

Проведем повторный расчет уже для многоходового тепло­обменника по формулам.

Внутренний диаметр корпуса составит

D_вн = D' + d_н + 2К, м.

D_BH=0,5684+0,029+0,02=0,6174 м.

1.21       Рассчитаем поверхность теплообмена в 1-й зоне.

1.21.1      Определяем площадь межтрубного пространства для прохода пара:

²

f_м.п=².

Определяем скорость пара в межтрубном пространстве

    

где ρ_п - плотность пара, ; (r_п=3,9),

      D_п - массовый расход пара, ; (D_п=8,14

ω_п=

1.21.2   Определяем коэффициент теплоотдачи от пара к трубе

  ,

где Nu_п - критерий Нуссельта для пара;

       λ_п - коэффициент тепло­проводности пара, ; (l_п=0,0316

       d_Э - эквивалентный диаметр, м, (d_э=0,037 м),

1.21.3   Вычисляем эквивалентный диаметр

где U - смоченный периметр, м, (U=18.97 м),

1.21.4   Определяем смоченный периметр

^М

U=3,14[0,699+241  0,029]=18.97 м;

d_э=

1.21.5    Определяем режим течения пара в межтрубном пространстве

где Re_п - критерий Рейнольдса для пара;

       ν_п - коэффициент кинема­тической вязкости пара, ,  (u_п=3,7  10^-6

Re_п=118892.496

Если Re> 10⁴ - режим течения турбулентный. Тогда критерий Нуссельта для пара составит

 SHAPE  * MERGEFORMAT

4

,

0

8

,

0

Pr

Re

023

,

0

п

п

п

Nu

´

=

где Рг_п - критерий Прандтля для пара, (Pr_п=1,2).

Полученные результаты подставляем в формулу.

Nu_п=0,023  86405,4^0,8  1,2^0,4=284.134;

α_п=.

1.22     Вычисляем коэффициент теплопередачи в 1- и зоне

  ,

где δ_ст-толщина трубки, м; (δ_ст=0,001 м),

       δ_н = 0,2-толщина накипи, мм; 

       λ_ст-коэффициент теплопроводности материала трубки, ;

       (λ_ст=38

        λ_н=3,49 коэффициент теплопроводности накипи, .

k=8005.83

1.23.   Определяем температурный напор в 1-й зоне

⁰С     ,

где t``` - температура воды на границе между зонами, °С,(t```=88,37 ^oC),

⁰C ,

t```=^oC ;

Δt₁=^oC.

1.24    Поверхность теплообмена первой зоны составит

²,

F₁=².

1.25     Рассчитаем поверхность теплообмена во 2-й зоне.

Будем считать, что в этой зоне коэффициент теплоотдачи от внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту тепло­отдачи в 1-ой зоне. Это допустимо, так как свойства воды во 2-й зоне мало отличаются от свойств воды в 1-й зоне.

Определим коэффициент теплопередачи для 2-й зоны k₂ гра­фоаналитическим методом. Для этого предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между удель­ным тепловым потоком q и перепадом температур Δt.

1.25.1    Передача теплоты от пара к стенке.

1.25.2    Определяем удельный тепловой поток

где В' - безразмерный коэффициент; (В`=16557,04),

       h_тр - предполагаемая высота трубок, м, (h_тр=4м).

Вычисляем безразмерный коэффициент

,

В`=1,34 [5700+56  160-0,09  160²]=16557,04;

q₁=08.215

Задавшись рядом значений Δt₁, вычислим соответствующие им величины Δt₁^0,75 и q₁. Строим кривую  (рис. 3).

Таблица 5

Δt1	10	20	30	40	50	60
Δt10.75	5.6	9.5	12.8	15.9	18.8	21.6
q1	66,2	112,1	151,04	187,62	221,84	254,88

1.26   Передача теплоты через стенку.

1.26.1   Определяем плотность теплового потока

Задавшись двумя значениями Δt₂, вычисляем соответствую­щие им величины q₂. Строим кривую  (рис. 3).

Таблица 6

Δt2	5	10	15	20
q2	190	380	570	760

1.27       Передача теплоты через накипь.

1.27.1      Вычисляем удельный тепловой поток

Задавшись двумя значениями Δt₃, определим соответствую­щие им величины q₃. Строим кривую  (рис. 3).

Таблица 7

Δt3	5	10	20	30	40
q3	87,25	174,5	349	523,5	698

   

1.28   Передача теплоты от накипи к воде.

1.28.1   Вычисляем удельный тепловой поток

Задавшись двумя значениями Δt₄, определим соответствую­щие им величины q₄. Строим кривую  (рис. 3).

Таблица 8

Δt4	5	10	15	20
q4	38,5	77	115,5	154

        

1.29   Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне

,°С.   

Δt₂=^oС;

q₂=

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответст­вующей Δt₂, проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пере­сечения с кривой q_гр,

Σt=51.9+5.96+12.98+0.0005=70.89 ^oC;

q_ГР=226.54

1.30   Определяем коэффициент теплопередачи во 2-й зоне

  ,  .

K=

1.31    Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит

 , м² .

F₂=².

1.32      Определяем суммарную поверхность теплообмена

F=F₁+F₂ , м².

F=73.738+0,4846=74.22 м².

1.33      Вычисляем длину трубок

  ,  м,

где d_ср - средний диаметр трубок, м; (d_ср =0,028 м)

   ,   м

d_ср=

L=

                                                                                               

2. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ   РАСЧЕТ

ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

Этот расчет устанавливает затрату энергии на движение теп­лоносителей через аппарат. Гидравлическое сопротивление паро­водяных теплообменников по межтрубному пространству, как пра­вило, не определяется, так как его величина вследствие небольших  скоростей и малой его плотности мала.

Полный напор ΔР, необходимый для движения жидкости или аза через теплообменник, определяется по следующей формуле:

ΔP=∑ΔP_ГР+∑ΔP_м+∑ΔP_у+∑ΔP_Г ,     Па,

где ∑ΔP_ГР - сумма гидравлических потерь на трение, Па;

      ∑ΔP_м - сумма потерь напора в местных сопротивлениях, Па;

      ∑ΔP_у - сумма потерь напора, обусловленных ускорением потока, Па;

      ∑ΔP_Г - перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости, Па.

Гидравлические потери на трение в каналах при продоль­ном смывании пучка труб теплообменного аппарата определяются по формуле

  , Па,

где ΔP_ТР - коэффициент сопротивления трения;

       ℓ - длина трубы, м;

       d_Э - эквивалентный диаметр, равный внутреннему диаметру трубок, м;   

       р - плотность воды, ;

       ω - средняя скорость воды на данном участке, .

Коэффициент сопротивления трения для чистых трубок мож­но рассчитать по выражению

λ_ТР= ;

ΔP_ТР= 5633.56  Па.

Гидравлические потери давления в местных сопротивле­ниях можно определить по формуле

где  - коэффициент местного сопротивления, его находят отдель­но для каждого элемента подогревателя (=1,5).

ΔP_м==1893,12 Па.

Потери давления, обусловленные ускорением потока вслед­ствие изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала, определяются по выражению

    Па,

где ω₁ и ω₂- скорости теплоносителя во входном и выходном сече­ниях потока соответственно, ;

 ρ₁ и ρ₂ - плотности теплоносителя во входном и выходном сечениях потока соответственно, ,

ΔP_у = 0 (для капельных жидкостей ΔP_у ничтожно мало и не принимается в расчет).

Перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости равен нулю, т.к. данный подогреватель не со­общается с окружающей средой: ΔP_Г = 0.

2.1   Определим полный напор, необходимый для движения воды через аппарат,

ΔP=ΔP_ГР+∑ΔP_м  ,   кПа.

ΔP=5633.56+1893.12=7527.04 кПа.

2.2      Определим мощность, необходимую для перемещения воды через подогреватель,

где G_B - объемный расход воды, ;

       ŋ = 0,85 - коэффициент полезного действия насоса;

       ΔP - полный напор, кПа.

N=37 кВт.

2.3    Определение размеров патрубков:

Для воды (входной и выходной патрубки).

2.3.1    Вычисляем площадь сечения патрубка

, м²,

F_пат=²,

2.3.2     Определяем диаметр патрубка

   , м.

d_пат=8 м,

2.3.3     Патрубок для входа пара.

Принимаем скорость пара в патрубке ω_п = 30 . Вычисляем  площадь сечения патрубка

²

где D_п - массовый расход пара, ;

 ρ_п - плотность пара при средней температуре пара, .

F^п_пат=6953 м²

2.3.4     Определяем диаметр патрубка по формуле.  

d_пат=0,2975 м

2.3.5     Патрубок для выхода конденсата.

Принимаем скорость конденсата в патрубке ω_к= 3. Плотность конденсата находится при температуре насыщения пара t_s.

2.3.6   Вычисляем площадь сечения патрубка по выражению.

F_ппат=3 м²

 Определим диаметр патрубка по формуле.

d_пат=62 м

2.3.7    Патрубок для откачки воздуха.

Принимаем расход воздуха G'_в= 0,05  D_п=0,05 8,116=0,4, .

Скорость воздуха ω_в = 8 .          

 2.3.8    Вычисляем площадь сечения патрубка по выражению.

F^п_пат=²

2.3.9     Определяем диаметр патрубка по формуле.

d_пат=1278 м

Обобщение результатов расчета.

В результате проведенных расчетов разработан подогреватель, имеющий следующие характеристики:

1.Расход воды - G_в =199  

2.Расход греющего пара -D_п=8,13 ;

3.Температура:

воды на входе -t`_в=21°С;

воды на выходе -t``_в=90°С;

пара на входе - t_п=175°С;

конденсата - t_к=160°С;

4.Размеры подогревателя:
внутренний диаметр корпуса - D_в=617.4 мм;
толщина стенок корпуса - δ_ст=4 мм;
высота трубок - h=4000 мм;

5.Число ходов - m=2

6.Число трубок - n=187 шт.;

7.Поверхность нагрева - F=74.22 м²;

8.Необходимая мощность насоса - N=528.37 кВт.

3. МЕХАНИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ

Произведем расчет основных узлов и деталей аппарата на прочность.             Конструкция и элементы аппаратов должны рассчиты­ваться на наибольшее допускаемое рабочее давление с учетом воз­можных температурных напряжений, особенностей технологии изготовления деталей, агрессивности действия рабочей среды и особенностей эксплуатации.

3.1  Определим толщину стенки кожуха

 ,  м ,

где р - расчетное давление, Па; σ_доп -допускаемое напряжение, Па;

      φ_св- коэффициент прочности сварного шва.

δ_к=153 м.

3.2   Производим расчет толщины эллиптического днища.

 Ис­ходя из условия технологичности изготовления принимаем предва­рительно δ_д =δ _К = 4 мм, тогда толщина стенки днища, имеющего  отверстие, определяется по выражению

 ,  м.

Условия применимости этой формулы:

;

;

где h_вып - высота выпуклой части днища, м;

      D_вн - внутренний диа­метр корпуса, м;

      d - наибольший диаметр отверстия в днище, м;

      С - прибавка, учитывающая допуск на прокат, коррозию и т.д., м; z - коэффициент, учитывающий ослабление днища из-за отверстия.

3.3    Определяем коэффициент, учитывающий ослабление днища из-за отверстия,

z=1   при         

d=0,6  0,614=0,273 м;

h_вып=0,614  0,2=0,091 м;

δ_д=

3.4  Произведем расчет трубной решетки.

Расчетное давление при расчете трубной решетки выбирается по большему из трех следующих значений:

  ,Па,

где Р_м, Р_Т - давление в межтрубном и трубном пространстве соответственно, Па;

      Р_мп, Р_тп - пробное давление при гидравлическом испытании в межтрубном пространстве и в трубах, Па;

      ρ - отношение жесткости трубок к жесткости кожуха;

      γ - расчетный температурный коэффициент;

      k - модуль упругости системы трубок,

      α - коэффициент перфорации.

3.5    Определяем коэффициент, выражающий отношение жестко­сти трубок к жесткости кожуха,

,

где Ет, Ек - модули упругости материала трубок и кожуха соответ­ственно (Е = =1,1  10⁶ атм. = 1,078  10¹¹ Па - для латуни, Е = 2,1  10⁶ атм. = 2,058  10¹¹ Па - для стали), МПа; F_к, F_Т - площади сечения ма­териала трубок и кожуха, м².

Вычисляем площадь сечения материала трубок

    м²,

где n - количество трубок, шт.;

       d_вн, d_н - наружный и внутренний диаметры трубок, м.

3.6   Определяем площадь сечения материала кожуха

3.7    Вычисляем расчетный температурный коэффициент

где t_k, t_Т - температуры трубок и кожуха, °С; α_к, α_Т - коэффициенты
линейного удлинения трубок и кожуха соответственно,

  °С,

        °С.

3.8     Определяем модуль упругости системы трубок

где ℓ - длина трубок, м;

      а - внутренний радиус корпуса, м,

3.9     Вычисляем коэффициент перфорации

а=2275 м,

α=67956,

F_т=645 м²,

F_к=0.00297,

t_к=175-85=90 ⁰С,

t_т=175-20=155 ⁰С,

γ=(0,74  155-0,74  90)=44.171,

ρ=5.52,

К=9228.37

Р_р=(0,6+0,4  0,74+0,6  0,0002)0,59  10⁶=2.386 МПа,

Р_р=(0,6+0,4  0,74+0,0002)0,21  10⁶=908331.35 Па,

3.10     Определяем толщину трубной решетки

, мм.

δ_р=7.89 мм,

3.11     Определяем толщину трубной решетки из условия прочности на изгиб

 ,   м,

где D₀ - диаметр окружности, на которую опирается трубная доска, м;

       Р_р - расчетное давление, Па;

      Ψ - коэффициент, зависящий от формы и споcоба крепления трубной доски;

      φ - коэффициент, учитывающий ослабление трубной решетки;

      С - поправка на минусовые допуски проката, коррозию и т.д., м.

При расчетном давлении, действующем со стороны крышки, в качестве D_о принимается внутренний диаметр корпуса, поэтому D_о=D_вн, м.

В данном подогревателе используем круглые трубные доски, I не подкрепленные анкерными связями, следовательно, Ψ = 0,5.

Вычисляем коэффициент, учитывающий ослабление трубной доски,

 ,

где D_н - наружный диаметр кожуха, м;

       N₁ - наибольшее количество трубок в одном ряду, шт.;

       d₀ - диаметр отверстия под трубку в трубной доске, м,

d₀=d_н+0,0008,     м.

3.12     Определяем наибольшее количество трубок в одном ряду

N₁=71 шт.,

d₀=0,029+0,0008=0,0298 м,

φ=

=7,89 мм, _р=

где К - кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом аппарата, м;

       S - шаг между трубками, м.

Производим определение толщины трубной решетки, исходя из условия надежности развальцовки:

  м,

где q - допускаемое напряжение на вырывание трубок из решетки, МПа;

       Р_тр - осевое усилие в наиболее нагруженной трубке, Н;

       d_н - наружный диаметр трубок, м.Для трубок, завальцованных с отбортовкой, q= 40 МПа.

δ_р=0,0158≥

3.13      Определяем осевое усилие в наиболее нагруженной трубке

,   Н,

где δ_Т - толщина трубки, м; а σ- напряжение изгиба в трубной ре­шетке, МПа.

Р_тр=128  10⁶  3,14(0,029-0,001)0,001=11259.47 Н,

3.14       Расчет фланцевых соединений и болтов.

3.14.1    Определяем полное усилие, действующее на все болты флан­цевого соединения,

Q=P+P_упл  , Н ,

где Р - сила внутреннего давления среды на площадь, Н;

      Р_упл - сила, необходимая для обеспечения плотности соединения при давлении рабочей среды, Н.

  ,         Н,

где D_пр - средняя линия прокладки, м;

       Р_с - сила внутреннего давле­ния среды на площадь, Па.

3.14.2      Определяем среднюю линию прокладки

D_пр=0,5(D_н-D_в)   , м,

где D_н и  D_в - наружный и внутренний диаметры прокладки соот­ветственно, м.

D_пр=0,5(0,60157-0,6)=0,618 м,

Р=0,785  0,0008²   0,6   10⁶=170983.5 Н,

3.14.3     Определяем силу, необходимую для обеспечения плотности соединения,        

  , Н,

где q - расчетное удельное давление на единицу площади проклад­ки, Па;

       F_пр - площадь прокладки, м².

3.14.4      Вычисляем площадь прокладки

  , м².

F_пр=0,785(0,60157²-0,6²)=0,599943 м²,

Р_упл=15,9  10⁶   0,0015=9539  10³ Н,

Q=376,8+23545,9=9710 к Н.

Расчетная нагрузка не должна вызывать повреждение про­кладки или превосходить ее прочность, поэтому следует соблюдать условие     

.

Q=23922,7≤15,9  10⁶   0,0015.

3.14.5    Определяем диаметр болта

,  м,

где Q - полное усилие на все болты, Н;

       D_пр - средняя линия про­кладки, м;

       ŋ - поправочный коэффициент (ŋ = 0,8÷0,9);

       σ_т – предел  текучести материалов болтов при рабочей температуре (для стали марки 20 σ_т = 245 МПа), Па.

d_Б=

3.14.5      Вычисляем количество болтов во фланцевом соединении

  ,         шт.,

где L - общая длина окружности, на которой расположены центры болтов, мм;

       t_б - шаг между болтами, мм.

Из конструктивных соображений шаг между болтами прини­мают в пределах 2,5÷5 диаметров болтов:

t_б = (2,5÷5)d_б, мм.

3.14.6     Определяем длину окружности, на которой расположены центры болтов,        

L=π(D_вн+δ_к+d_б+К)  ,      мм,

где δ_К-толщина стенки кожуха, мм;

       К - монтажный  зазор (К=25÷ЗО мм), мм;

       d_б - диаметр болтов, мм; D_вн - внутренний диаметр корпуса, мм.

L=3,14(0,6+0,00157+4464,9+0,01)=80.77 мм,

t_Б=2,5   4464,9=0.4526 мм,

Z==174.6 шт.,

3.14.7          Определяем расчетное усилие на болт

 ,  Н.

Р_Б=

 3.14.8      Определяем толщину приварного фланца

 ,  м.

где r₀ - радиус окружности расположения болтов, м;

       r- внутренний радиус корпуса, м;

       σ_доп = 230 - допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

       а = 0,6 - для фланцев, подверженных изгибу.

3.14.9    Определяем радиус окружности расположения болтов

r₀=(D_вн+δ_к+d_б+К)0,5,м.

r₀=(0,6+0,00157+4464,9+0,01)0,5=2232,76 м,

h==36.73 м.

Обобщение результатов механического расчета:

1.Толщина стенок кожуха и днища – δ=15,3мм.

2.Параметры трубной решетки:      

расчетное давление –Р=919653.8 МПа;

толщина –δ=7,89         мм.

4.    Характеристики фланцевого соединения:

количество болтов – Z=174шт.;     

расчетное усилие на болт –P=55,6кН;
диаметр болтов -  d=9 мм;

высота фланца -  h=36,7мм.     

ЗАКЛЮЧЕНИЕ.

В данном курсовом проекте произведен расчет кожухотрубчатого теплообменного аппарата. По начальным данным в задании  были произведены расчеты его размеров (D_в=617.4 мм), входных и выходных патрубков.Расчитан расход пара на обогрев воды D_п=8,13 G_в=0,0567 получено 187шт.Мощность насоса N=528.37 кВт.

Кожухотрубный рекуперативный аппарат двухходовой (противоточный).

Рис.1

Изменения температуры теплоносителей в пароводяном подогревателе.

Рис.2.

 

Министерство образования РФ Братский государственный технический университет Факультет энергетики и автоматики Кафедра промышленной теплоэнергетики Курсовая работа по дисциплине «Тепломассообмен» Расчет пароводяного п

 

• 14:21 05 Июля 2016
  Российско-китайский медуниверситет откроет магистерскую программу по TCM
• 01:21 05 Июля 2016
  На форуме МГУ Россия и Китай обсудят научно-образовательное сотрудничество
• 11:00 04 Июля 2016
  Реморенко: "ЕГЭ-туризм" в России сходит на нет
• 10:52 04 Июля 2016
  Летняя российско-австрийская школа откроется в Москве
• 15:31 01 Июля 2016
  В СПбГУ могут воссоздать географический факультет

Заказать уникальную работу