Расчет пароводяного подогревателя

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 > >-коэффициент кинематической 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 > >;

Q>1>=8,13 2,49 (175-160)=303.841 кВт.

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

Q>2>=D>n>×r, кВт.

Q>2>=8,13 2053,4=16704.35 кВт.

Проверим полученное значение переданной теплоты паром воде:

Q=Q>1>+Q>2>, 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 >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),

>в> - коэффициент кинематической вязкости воды, > >;

(u>в>=0,5 10-6 ),

>в> - скорость воды в трубках, > >,(ω>в>=1,6),

Re=> >=86400

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> > >/>

где Рr - число Прандтля для воды;  - поправочный коэффициент. Если > >>50, то >/> =1, ℓ - длина трубок.

Полученные результаты подставляем в формулу, вычисляем количество трубок

Nu>ж>=0,023 864000,8 30,4 1=317,5;

α>ж>=> >=41470 > >;

> >, шт

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.

> >шт.

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:

> >, м2

f>м.п>=> >=0,455 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

> >, м

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>=> >=0,04

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>=> >=232113.196

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

где Рг>п> - критерий Прандтля для пара.

Полученные результаты подставляем в формулу.

Nu>п>=0,023 232113.1960,8 1,20,4=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```=> >=88,37 oC ;

Δt>1>=> >=78.32 oC.

1.11 Поверхность теплообмена первой зоны составит

> >, м2,

F>1>=> >=0,431144 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 k>2> 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;

q>1>=> >=308.215> >.

Задавшись рядом значений Δt>1>, вычислим соответствующие им величины Δt>1>0,75 и q>1>. Строим кривую > > (рис. 3).

Таблица 1

Δt>1>

10

20

30

40

50

60

Δt>1>0.75

5,6

9,5

12,8

15,9

18,8

21,6

q>1>

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 Δt>2>, вычисляем соответствую­щие им величины q>2>. Строим кривую > > (рис. 3).

Таблица 2

Δt>2>

5

10

15

20

q>2>

190

380

570

760

1.14 Передача теплоты через накипь.

1.14.1 Вычисляем удельный тепловой поток

> >, > >,

Задавшись двумя значениями Δt>3>, определим соответствую­щие им величины q>3>. Строим кривую > > (рис. 3).

Таблица 3

Δt>3>

5

10

20

30

40

q>3>

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 Δt>4>, определим соответствую­щие им величины q>4>. Строим кривую > > (рис. 3).

Таблица 4

Δt>4>

5

10

15

20

q>4>

38,5

77

115,5

154

1.16 Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне

> >,°С.

Δt>2>=> >=71.015427 oС;

q>2>=> >=2698.586> >.

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответст­вующей Δt>2>, проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пере­сечения с кривой > >. Из точки пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим значение удельного теплово­го потока 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 .

F>2>=> >=73.7 м2.

1.19 Определяем суммарную поверхность теплообмена

F=F>1>+F>2> , 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>=> >=0,028 м;

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);

n>2>=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:

> >, м2

f>м.п>=> >=0,176 м2.

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>=> >=11.87> >.

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

> >, м

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>=> >=0,037

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

где Рг>п> - критерий Прандтля для пара, (Pr>п>=1,2).

Полученные результаты подставляем в формулу.

Nu>п>=0,023 86405,40,8 1,20,4=284.134;

α>п>=> >=24220.997> >.

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```=> >=88,37 oC ;

Δt>1>=> >=78.32 oC.

1.24 Поверхность теплообмена первой зоны составит

> >, м2,

F>1>=> >=0,4846 м2.

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 k>2> 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;

q>1>=> >=308.215> >.

Задавшись рядом значений Δt>1>, вычислим соответствующие им величины Δt>1>0,75 и q>1>. Строим кривую > > (рис. 3).

Таблица 5

Δt>1>

10

20

30

40

50

60

Δt>1>0.75

5.6

9.5

12.8

15.9

18.8

21.6

q>1>

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 Δt>2>, вычисляем соответствую­щие им величины q>2>. Строим кривую > > (рис. 3).

Таблица 6

Δt>2>

5

10

15

20

q>2>

190

380

570

760

1.27 Передача теплоты через накипь.

1.27.1 Вычисляем удельный тепловой поток

> >, > >,

Задавшись двумя значениями Δt>3>, определим соответствую­щие им величины q>3>. Строим кривую > > (рис. 3).

Таблица 7

Δt>3>

5

10

20

30

40

q>3>

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 Δt>4>, определим соответствую­щие им величины q>4>. Строим кривую > > (рис. 3).

Таблица 8

Δt>4>

5

10

15

20

q>4>

38,5

77

115,5

154

1.29 Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне

> >,°С.

Δt>2>=> >=71.015 oС;

q>2>=> >=2698.6> >.

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответст­вующей Δt>2>, проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пере­сечения с кривой > >. Из точки пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим значение удельного теплово­го потока 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=> >=3189.958> >.

1.31 Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит

> > , м2 .

F>2>=> >=73.738 м2.

1.32 Определяем суммарную поверхность теплообмена

F=F>1>+F>2> , 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>=> >=0,028 м;

L=> >=4.5 м.

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>=> >=0,0183> > ;

ΔP>ТР >= 5633.56 Па.

Гидравлические потери давления в местных сопротивле­ниях можно определить по формуле

> >, Па,

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 ω>1> и ω>2>- скорости теплоносителя во входном и выходном сече­ниях потока соответственно, > >;

ρ>1> и ρ>2> - 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,

> >, кВт,

где G>B> - объемный расход воды, > >;

ŋ = 0,85 - коэффициент полезного действия насоса;

ΔP - полный напор, кПа.

N=> >=528.37 кВт.

2.3 Определение размеров патрубков:

Для воды (входной и выходной патрубки).

2.3.1 Вычисляем площадь сечения патрубка

> >, м2,

F>пат>=> >=0,005 м2,

2.3.2 Определяем диаметр патрубка

> > , м.

d>пат>=> >=0,08 м,

2.3.3 Патрубок для входа пара.

Принимаем скорость пара в патрубке ω>п> = 30 > >. Вычисляем площадь сечения патрубка

> >, м2> >

где D>п> - массовый расход пара, > >;

ρ>п> - плотность пара при средней температуре пара, .

Fп>пат>=> >=0,06953 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>=> >=0,003 м2

Определим диаметр патрубка по формуле.

d>пат>=> >=0,062 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.

Fп>пат>=> >=0,0128 м2

2.3.9 Определяем диаметр патрубка по формуле.

d>пат>=> >=0,1278 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>=> >=0,00153 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>=> >=0,002334 м.

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,

> >, м,

3.9 Вычисляем коэффициент перфорации

> >.

а=> >=0,2275 м,

α=> >=0,67956,

F>т>=> >=0,01645 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 D>0> - 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;

N>1> - наибольшее количество трубок в одном ряду, шт.;

d>0> - диаметр отверстия под трубку в трубной доске, м,

d>0>=d>н>+0,0008, м.

3.12 Определяем наибольшее количество трубок в одном ряду

> >, шт.,

N>1>=> >=15.71 шт.,

d>0>=0,029+0,0008=0,0298 м,

φ=> >=0,2434,

=7,89 мм, > >δ>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>=> >=0,0925м

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>=> >=55609.4 Н.

3.14.8 Определяем толщину приварного фланца

> > , м.

где r>0> - 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

r>0>=(D>вн>+δ>к>+d>б>+К)0,5,м.

r>0>=(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> >. В результате пересчёта, при длине трубок 4м, получен 2-х ходовой теплообменник. Толщина кожуха такого теплообменника составила 4мм.Количество труб для прогрева с расходом воды 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.