Расчет и проектировани теплообменных аппаратов

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ 
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ 
«МУРМАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Курсовой проект

Дисциплина  «Теоретические основы теплотехники»

Тема: «РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ

ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ»

ЭП-301(1)

Выполнил:

студент группы ЭП- 301(1)

Акимов П.С.

Сдал: «___»   __________2012 г.

___________________ 
^{(подпись)}

Проверил:

доцент кафедры СЭУ

Петров А.И.

Мурманск

2012

ОГЛАВЛЕНИЕ

Исходное задание на расчет курсового проекта

Необходимо произвести тепловой и конструктивный расчет отопительного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогревателя производительностью Q = 0,233*10⁶ Вт (Q=0,2*10⁶ ккал/час). Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂’= 75°С и при выходе t₂’’ = 95°С. Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t₁’ = 140°C и при выходе t₁’’ = 80°C. Влияние загрязнения поверхности нагрева подогревателя и снижение коэффициента теплопередачи при низких температурах воды учесть понижающим коэффициентом b=0,65.

Для расчета отопительного пароводяного подогревателя приняты следующие дополнительные данные:

• давление сухого насыщенного водяного пара р = 4,0 ат ,t_н = 142,9°С ([1],стр. 425,приложение 5);
• температура конденсата, выходящего из подогревателя, t_к = t_н;
• число ходов воды z = 2;
• поверхность нагрева выполнена из латунных труб (l = 105 ; l=90 ;) диаметром d_внутр = 14 мм, d_наруж = 16мм.

Загрязнение поверхности  учесть дополнительным тепловым сопротивлением d_з/l_з =    ( )

В обоих вариантах скорость воды w_т (в трубках) принять по возможности близкой к 0,9 м/сек.

Для упрощения расчета  принять r_в = 1000 кг/м³.

На основе расчетов выбрать  аппараты, выпускаемые серийно, и  сделать сопоставление полученных результатов.

Часть первая

ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ

1.1 Классификация теплообменных  аппаратов

Теплообменники — это  устройства, в которых теплота  переходит от одной среды к  другой.

Теплообмен между теплоносителями  является одним из наиболее важных и часто используемых в технике процессов. Например, получение пара заданных параметров в современном парогенераторе основано на процессе передачи теплоты от одного теплоносителя к другому. В конденсаторах и градирнях тепловых электростанций, воздухоподогревателях доменных печей и многочисленных теплообменных устройствах химической промышленности основным рабочим процессом является процесс теплообмена между теплоносителями. По принципу действия теплообменные аппараты могут быть разделены на рекуперативные, регенеративные и смесительные. Выделяются еще теплообменные устройства, в которых нагрев или охлаждение теплоносителя осуществляется за счет внутренних источников тепла.

Рекуперативные теплообменные  аппараты представляют собой устройства, в которых две жидкости с различными температурами текут в пространстве, разделенном твердой стенкой. Теплообмен происходит за счет конвекции и теплопроводности стенки, а если хоть одна из жидкостей является излучающим газом, то и за счет теплового излучения. Примером таких аппаратов - являются парогенераторы, подогреватели, конденсаторы, выпарные аппараты и др.

Регенераторы—такие теплообменные  аппараты, в которых одна и та же поверхность нагрева через  определенные промежутки времени омывается  то горячей, то холодной жидкостью. Сначала поверхность регенератора отбирает теплоту от горячей жидкости и нагревается, затем поверхность регенератора отдает энергию 'холодной жидкости. Таким образом, в регенераторах теплообмен всегда происходит в нестационарных условиях, тогда как рекуперативные теплообменные аппараты большей частью работают в стационарном режиме. Типичным примером регенеративных аппаратов являются воздухоподогреватели мартеновских и доменных печей.

Так как в регенеративных и рекуперативных аппаратах процесс  передачи теплоты неизбежно связан с поверхностью твердого тела, то их еще называют поверхностными.

В смесительных аппаратах  теплопередача осуществляется при  непосредственном контакте и смешении горячей и холодной жидкостей. Типичным примером таких теплообменников являются градирни тепловых электрических станций. В градирнях вода охлаждается атмосферным воздухом. Воздух непосредственно соприкасается с водой и перемешивается с паром, возникающим из-за частичного испарения воды. В этом процессе объединяются тепло- и массообмен.

В теплообменниках с внутренними  источниками энергии применяются  не два, как обычно, а один теплоноситель, который отводит теплоту, выделенную в самом аппарате. Примером таких  аппаратов могут служить ядерные  реакторы, электронагреватели и другие устройства. Независимо от принципа действия теплообменные аппараты, применяющиеся в различных областях техники, как правило, имеют свои специальные названия. Эти названия определяются технологическим назначением и конструктивными особенностями теплообменных устройств. Однако с теплотехнической точки зрения все аппараты имеют одно назначение—передачу теплоты от одного теплоносителя к другому или поверхности твердого тела к движущимся теплоносителям.

В различных отраслях промышленности, на транспорте, в энергетических установках и в специальных установках новой техники применяется огромное количество разнообразных теплообменных аппаратов. Особенно велико типовое многообразие теплообменников, применяемых в химической промышленности. На рис. 1 показана схема классификации теплообменных аппаратов химических производств по конструктивным признакам.

Наиболее широкое распространение  в промышленных установках получили кожухотрубчатые рекуперативные теплообменники. Они могут работать в широком диапазоне температур и давлений и применяются как в качестве индивидуальных аппаратов, так и в виде элементов различных теплообменных (выпарных, ректификационных, холодильных) установок.

Ha рис. 2 показаны основные типы кожухотрубчатых теплообменников.

В настоящее время разработано  большое число теплообменников, поверхность теплообмена которых выполнена из листовой стали — гофрированных пластин. Эти теплообменники очень компактны и по технико-экономическим, а для разборных конструкций и по эксплуатационным показателям превосходят лучшие теплообменниии, изготовленные из труб. Однако они пока еще не могут работать в области высоких температур и давлений, поэтому в настоящее время их применяют при давлениях до 16 ат и температурах до 150° С для разборных аппаратов (между пластинами которых укладываются уплотнительные прокладки) и до 400° С для неразборных аппаратов (уплотнение пластин в которых достигается сваркой). Разборные теплообменники из гофрированных пластин выпускаются серийно Уралхиммашем (на давление до 6 ат и температуру от —20 до +120° С) с поверхностью нагрева от 3 до 160 м² в одном аппарате.

Неразборные пластинчатые теплообменники разработаны на рабочее давление до 20 ат и температуру до 400 °С. Компактные теплообменники (рис. 3-д) разработаны на давление до 16 ат и температуру до 400 °С. Сотовые теплообменники, выполненные из профильного листа, могут применяться до 64 ат и 600° С. Пластинчаторебристые теплообменники очень компактны, но они сложны в изготовлении и неудобны в эксплуатации вследствие быстрого загрязнения поверхности теплообмена. Аппараты, поверхность теплообмена которых выполнена из неметаллических материалов, предназначены для работы с жидкостями, парами и газами, высокоагрессивными по отношению к металлам. Аппараты из непроницаемого графита и графитопласта выпускает Новочеркасский электродный завод. В 1966 г. введен в действие единый каталог на графитовую теплообменную аппаратуру. Температурный предел применения непроницаемого графита составляет 150—180 °С, а графитовых пластин до 130 °C, рабочее давление 3 ат, поверхность теплообмена в одном аппарате блочного типа—до 20 м².

Кроме рассмотренных, применяется  большое количество аппаратов с  поверхностью теплообмена, изготовленной из оребренных труб (рис. 3).

Рис 1. Классификация  теплообменников

Рис. 2. Типы кожухотрубчатых теплообменников.

а—с жестким креплением трубных решеток; б—с обсаженными трубками; в—с линзовым компенсатором на корпусе; г — с U-образными трубками; д — с подвижной решеткой закрытого типа; е—с подвижной решеткой открытого типа; ж—с сальником на штуцере; з—с сальниковым уплотнением на корпусе.

Рис. 3. Теплообменники из оребренных труб и гофрированных пластин и их отдельные элементы.

а—из гофрированных пластин; б — чугунная труба с круглыми ребрами; в — пластинчатый со сплюснутыми трубками; г — трубка со спиральным оребрением; д — элемент компактного теплообменника из профильных гофрированных пластин; е—чугунная трубка с внутренним оребрением; ж — труба с плавниковым оребрением; з — трубка с проволочным (биспиральным) оребрением; и — многоребристая трубка; к — чугунная труба с двусторонним игольчатым оребрением; л — трубка с продольным оребрением.

1.2 Расчет пароводяного подогревателя.

Исходные данные:

Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂^/= 75 °С, давление сухого насыщенного водяного пара р= 4 ат (t_н= 142,9 °С); мощность Q=0,2*10⁶ ккал/час (Q=0,233*10⁶ Вт)

Расчет:

Расход воды определяем по формуле ( теплоемкость воды "с" упрощенно с=1 ккал/кг,( с=4.19 кДж/кг))

10000  (кг/ч)

или V =10 м³/ч.

Число трубок в одном ходе:

(шт.)

где d_в – внутренний диаметр теплообменных труб (из дополнительных данных).

Общее число трубок в корпусе:

(шт.)

Рисунок 1 – Размещение трубок в трубной решетке трубчатого подогревателя:

а –  по вершинам равносторонних треугольников;

б – по концентрическим  окружностям.

Принимая шаг трубок ([email protected]_Н) s = 25 мм, угол между осями трубной системы a = 60° и коэффициент использования трубной решетки Y = 0,7, определим диаметр корпуса:

(м) = 189 (мм)

Определим также диаметр корпуса  по Таблице 1.5 Приложения 1 и Рисунку 1 при ромбическом размещении трубок.

Для числа трубок n = 36 находим в Таблице 1.5 значение D’/s = 6 и, следовательно, D’ = 6·25 = 150(мм).

Диаметр корпуса составит:

D = D’+d_н+2k=150+16+2·20=206 (мм), где d_Н –наружный диаметр трубки,

где k – "зазор" между периферийной трубкой и диаметром корпуса

k » (0,8-1)s

Приведенное число трубок в вертикальном ряду:

(шт.)

Определим коэффициент теплоотдачи a_п от пара к стенке.

Температурный напор:

(°С)

Средние температуры воды и стенки:

(°С)

(°С)

Режим течения пленки конденсата определяем по приведенной длине трубки (критерий Григулля) для горизонтального подогревателя, равной:

,

где m – приведенное число трубок в вертикальном ряду, шт.;

      d_н – наружный диаметр трубок, м;

      А₁ – температурный множитель, значение которого выбирается по таблице 1:

(°С)

(1/(м·град))

При t_н = 142,9°С имеем A₁  = 97,8 (1/(м·град), тогда L = 6·0,016·28,7·97,8 = 270, т. е. меньше величины L_кр = 3900 (для горизонтальных труб), следовательно, режим течения пленки ламинарный.

Для этого режима коэффициент теплоотдачи  от пара к стенке на горизонтальных трубках может быть определен по преобразованной формуле Д. А. Лабунцова:

При t_н = 142,9°С по таблице 1 находим множитель A₂ = 8243, тогда:

(ккал/(м²·ч·град)) ,  7411 .

Определяем коэффициент  теплоотдачи от стенки к воде:

Режим течения воды в трубках  турбулентный, так как:

,

где n – коэффициент кинематической вязкости воды (по справочнику); n = 0,3331·10^-6м²/c при средней температуре воды t = 85,6°С ([2],стр. 321, табл П-4).

Таблица 1. Значения температурных  множителей в формулах для определения  коэффициентов теплоотдачи

Коэффициент теплоотдачи  при турбулентном движении воды внутри трубок:

где d_э = d_в.

При t = 85,6°С по таблице 1 множитель A₅=2685, следовательно:

(ккал/(м²·ч·град)), 7307

Расчетный коэффициент теплопередачи (с учетом дополнительного теплового сопротивления d_з/l_з) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5мм:

=

=1719

 Уточненное значение температуры стенки трубок:

(°С)

Поскольку уточненное значение t_ст мало отличается от принятого для предварительного расчета , то пересчета величины a_п не производим.

Расчетная поверхность нагрева:

(м²)

Ориентируясь на полученную величину поверхности нагрева и  на заданный в условии диаметр  латунных трубок d = 14/16мм, выбираем пароводяной подогреватель горизонтального типа №3 конструкции Я. С. Лаздана (Рисунок 1.1, Таблица 1.1) с поверхностью нагрева F =2,58 м², площадью проходного сечения по воде (при z = 2) f_т = 0,0024м², количеством и длиной трубок 32×1600 мм, числом рядов трубок по вертикали т = 5 . Основные размеры подогревателя приведены в Таблице 1.2.

Уточним скорость течения  воды w в трубках подогревателя:

(м/с)

Поскольку активная длина  трубок l =1600 мм, длина хода воды L = l·z = 1600·2 = 3200 (мм).

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициент  гидравлического трения при различных режимах течения жидкости и различной шероховатости стенок трубок можно подсчитать по формуле А. Д. Альтшуля:

,

где k₁ – приведенная линейная шероховатость, зависящая от высоты выступов, их формы и частоты.

Принимая k₁ = 0 (для чистых латунных трубок), формулу можно представить в более удобном для расчетов виде (для гидравлически гладких труб):

Уточняем критерий Рейнольдса:

Используя Таблицу 2, по известной величине Re находим l_т = 0,0206.

Потерю давления в подогревателе определяем с учетом дополнительных потерь от шероховатости в результате загрязнений труб по таблице 3 и потерь от местных сопротивлений по Таблице 4.

Таблица 2. Значения l_T = f(Re) для гидравлически гладких труб

Таблица 3. Значение коэффициента загрязнения труб х_ст

Для условий проектируемого теплообменника по таблице 3 для загрязненных латунных труб х_ст = 1,3, а по таблице 4 коэффициенты местных сопротивлений имеют следующие значения:

Таблица 4. Коэффициенты местного сопротивления x арматуры и отдельных элементов теплообменного аппарата

Потеря давления в подогревателе (при условии w = const):

(мм вод. ст.)

Гидравлическое сопротивление  пароводяных подогревателей по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей пара (до 10м/с) очень мала.

1.3 Расчет секционного водоводяного подогревателя.

Исходные данные:

Температура сетевой воды при входе  в водоводяной подогреватель  t₁^/=140°C; мощность Q = 0,233*10⁶ Вт;

Расчет:

Определим расходы сетевой  воды и воды, нагреваемой в межтрубном пространстве:

(кг/ч)         или V_m =3,3 м³ /ч;

(кг/ч)            или V_m = 10 м³ /ч.

Площадь проходного сечения трубок (при заданной в условии расчета  скорости течения воды в трубках w=1 м/с):

(м²)

Выбираем  подогреватель ПВ1-76х4-Г-1,0-1,32-Т (старое обозначение - МВН 2052-24)(Рисунок 1.2). Согласно Таблице 1.3 он имеет: наружный диаметр корпуса 76 мм и внутренний – 68 мм, число стальных трубок (размером 16×1мм (т.е. d_H=16 мм d_B=14 мм)) n = 7 шт., площадь проходного сечения трубок f_т = 0,00108м², площадь проходного сечения межтрубного пространства f_мт = 0,00233 м².

Скорость воды в трубках и  в межтрубном пространстве:

(м/с)

(м/с)

Эквивалентный диаметр для  межтрубного пространства:

(м)

Средняя температура воды в трубках:

(°С)

При этой температуре температурный  множитель, необходимый для дальнейших  расчетов  (по Таблице 2),     A_5т »2957.

Средняя температура воды между трубками:

(°С)

При этой температуре температурный  множитель (по Таблице 1) A_5мт»2678.

Режим течения воды в трубках (при t₁ = 110°С ν_т = 0,271·10^-6м²/с ([2],стр. 321, табл П-4)) и межтрубном пространстве (при t = 85°С ν_мт = 0,360·10^-6м²/с ([2],стр. 321, табл П-4)) турбулентный, так как:

Коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении воды внутри трубок и в  межтрубном пространстве:

(ккал/(м²·ч·град))       где d_э = d_в.

(ккал/(м²·ч·град))

Расчетный коэффициент теплопередачи (коэффициент теплопроводности стали l = 39ккал/(м·ч·град) или l =45 определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5мм:

 ккал/(м²·ч·град) = =2263,6 .

Температурный напор:

(°С)

Поверхность нагрева подогревателя:

(м²)

Длина хода по трубкам при  среднем диаметре трубок d = 0,5·(0,016+0,014) = 0,015 (м):

(м)

Число секций (при длине  одной секции l_т = 4 м):

 секций, примем Z=5.

Уточненная поверхность  нагрева подогревателя согласно технической характеристике выбранного аппарата составит:

(м²)

Действительная длина  хода воды в трубках и межтрубном пространстве L_т = 4·5 =20 (м), L_мт = 3,5·5 = 17,5 (м) (при подсчете L_мт расстояние между патрубками входа и выхода сетевой воды, равное 3,5м, выбрано из конструктивных соображений).

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициенты гидравлического трения для трубок и межтрубного пространства определяем по формуле Альтшуля при k = 0,3·10^-3мм (для бесшовных стальных труб изготовления высшего качества):

Коэффициенты местных  сопротивлений для потока воды в  трубках, принимаем по Таблице 5.

Отношение сечений входного или выходного патрубка f_мт/f_патр = 1.

Суммарный коэффициент местных  сопротивлений для потока воды в  межтрубном пространстве определяется из выражения:

Потери давления в подогревателе  с учетом дополнительных потерь х_ст от шероховатости (для загрязненных стальных труб по Таблице 3 принимаем х_ст = 1,51):

(мм вод. ст.)

Потери в межтрубном пространстве подсчитываются по аналогичной формуле, но лишь в том случае, когда сумма значений коэффициентов местных сопротивлений Sx_мт определена по указанной выше формуле, в противном случае расчет потерь Dp_мт значительно усложняется.

(мм вод. ст.)

Сведем полученные результаты в Таблицу 6 и сравним их между собой.

Таблица 5. Расчетные  данные кожухотрубчатого и секционного  водоводяного теплообменников

Вывод.

Сравнение показывает, что  для данных условий кожухотрубчатый теплообменник имеет те преимущества, что он более компактен и гидравлическое сопротивление его меньше, его коэффициент теплопередачи намного выше. При заданной мощности использовать водоводяной подогреватель нерационально, так как величина гидравлического сопротивления, оказываемого водоводяным подогревателем, в разы превышает гидравлическое сопротивление кожухотрубчатого пароводяного подогревателя.

Часть вторая

Учебно-исследовательский раздел

2.1 Подбор критериальных уравнений.

Подберем критериальные  уравнения для имеющих место  случаев теплообена в теплообменных  аппаратов, определим коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи.

Для пароводяного подогревателя

Теплообмен происходит при наличии естественной конвекции, отсутствии фазового переход, при турбулентном режиме течения жидкости в трубе  ламинарном режиме течения пленки конденсата по поверхности теплообмена, при пленочной конденсации, через цилиндрическую горизонтальную поверхность.

1.Для расчета среднего  коэффициента теплоотдачи при  развитом турбулентном движении в прямых гладких трубах от стенки трубы к нагреваемой воде воспользуемся критериальным уравнением, рекомендованным М. А. Михеевым:

Nu_жd = 0,021∙Re_ж1^0,8∙Pr_ж1^0,43∙( Pr_ж1/Pr_cт1) ^0,25∙ξ_l, отсюда

α₁ = 0,021∙Re_ж1^0,8∙Pr_ж1^0,43∙( Pr_ж1/Pr_cт1) ^0,25∙λ₁/d₁∙ξ_l.