Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науку РФ

ФГАОУ ВПО «Уральский Федеральный Университет

имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра Теплоэнергетики и Теплотехники

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине: «Технологические энергоносители промышленных предприятий»

на тему: Расчет цикла сжижения воздуха с детандером

Студент Овчинникова А.А.

Группа ЭН-330901

Руководитель Филипповский Н.Ф.

г. Екатеринбург

2015 г.



1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ И СОДЕРЖАНИЕ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА

1. Производительность цикла по сжиженному воздуху G=160 кг/ч;

2. Начальные параметры воздуха в точке 1:

Р1 =1ата и Т1 =300 К;

3. Суммарные холодопотери в цикле=10кДж/кг;

4. Давление сжатия воздуха в компрессоре Р2=135ата;

5. Изотермический КПД компрессора

6. КПД детандера адиабатический, механический и ;

7. Наружный диаметр труб теплообменника =5 мм;

8. Толщина стенки труб =0,5 мм;

9. Средний диаметр навивки труб =150 мм;

10. Толщина прокладок =2 мм;

11. Расстояние между соседними витками трубок =7 мм;

12. Скорость воздуха в трубках =0,86м/с.

2. описание цикла высокого давления с детандером

Цикл высокого давления с детандером был осуществлен немецким инженером доктором Гейландтом. В цикле используется принцип адиабатического расширения воздуха с отдачей внешней работы.

На рис. 1 показана схема цикла высокого давления для сжижения воздуха, на рис. 2 дано изображение его в Т - s-диаграмме.

Воздух из компрессора К, сжатый до давления р2 (16--20 МПа), разделяется на две части: часть воздуха М направляется в основной теплообменник I, где он охлаждается до температуры Т4. Другая часть воздуха (1-М), расширившись в детандере до 0,1 МПа, присоединяется к газообразным продуктам, оставшимся в количестве (М-х) после сжижения воздуха, и весь этот поток отдает свой холод воздуху высокого давления, двигаясь противотоком в теплообменнике I.

Часть воздуха в количестве М охлаждается в теплообменнике П до температуры Т5, после чего проходит дроссельный вентиль Д, где его давление падает до 0,1 МПа. Часть воздуха х превращается в жидкость. Сжиженная часть воздуха отводится из отделителя пара от жидкости, а сухой

Рис.1. Схема цикла сжижения воздуха Рис.2. Изображение цикла в высокого давления с детандером диаграмме Т-s



Рис.3. Установка для разделения воздуха с циклом высокого давления

Насыщенный пар с температурой Т7, проходя теплообменник II, охлаждает воздух высокого давления до температуры Т5.

Во многих воздухоразделительных установках высокого давления с детандером воздух высокого давления охлаждается в предварительном теплообменнике G1 до +(2--3)° С (рис. 3). Это дает возможность выделить значительное количество влаги из воздуха до его поступления в блок осушки. Блок осушки устанавливается после теплообменника G1 (на рис. 3 он не показан). Иногда предварительно охлаждают воздух до температуры минус (30--40)° С. Тогда блока осушки вообще не нужно, поскольку осушка идет за счет вымораживания влаги при охлаждении воздуха, но приходится ставить два теплообменника, один из них работает и забивается льдом, а второй размораживается теплым воздухом. Расширение воздуха в детандере здесь идет до давления в нижней колонне (0,6-1) МПа, а дальше идет дросселирование при переброске продуктов из нижней колонны в верхнюю.

3. балансовые соотношения для цикла

Холодопроизводигельностъ цикла высокого давления с детандером представляет собой сумму:

1) холодопроизводительности, полученной за счет дроссельного эффекта, - i1-i2

2) холодопроизводительности, полученной за счет адиабатического расширения воздуха в детандере с отдачей внешней работы-,

3) часть полученного холода теряется в окружающую среду

Определим значения характерный точек процесса:

№	Давление МПа	Температура К	Энтальпия по диаграмме ккал/кг	Энтальпия по таблице кДж/кг
1	0,1	300	122	300,3
1'	0,1	290	119,8	290,2
2	13,5	300	116	274,14
3s	0,1	83	66	-1,34
3д	0,1	170	91	169,4
4	13,5	180	75	94,9
5	13,5	167	63,7	65,25
6	0,1	83	63,7	-1,34
7	0,1	84	68	40,68
0	0,1	80	24	-127,4

Тогда действительная холодопроизводительность цикла будет равна

Тогда , , ,,

находим из соотношения:

Количество воздуха (1 - М), проходящего через детандер, определяется из условий возможного осуществления теплообмена в теплообменнике I. Уравнение энергетического баланса теплообменника I:

(2),

где ,.

В последних двух уравнениях два неизвестных хД и М, их и находим из решения системы этих уравнений.

,

,

.

Уточняя по табличным значениям, получаем :

Определив , можно найти производительность компрессора

и выбрать его марку по производительности и давлению сжатия, а по доле сжатого воздуха , направляемой в детандер, найти производительность детандера.

кДж/кг,

где: кДж/кг - изотермическая работа компрессора

- изотермический КПД компрессора



кДж/кг

КПД механический появился в связи с тем, что не вся работа расширения воздуха будет превращена в механическую работу.

Работа на ожижение 1 кг газа:

кДж/кг,

а КПД цикла

,

где минимальная работа ожижения (для идеального цикла ожижения) рассчитывается по соотношению:

кДж/кг,



4. РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА

Рис. 4. Типичная конструкция витого теплообменника

Обычно теплообменники воздухоразделительных установок небольшой производительности выполняют витыми. Сжатый воздух проходит по нескольким трубкам небольшого диаметра (3-8 мм), которые намотаны на сердечник, установленный внутри обечайки (см. рис.4). Обратный поток воздуха низкого давления фильтруется между навитыми трубками, обтекая их в поперечном направлении. Такой теплообменник получается более компактным по сравнению с обычным кожухо-трубчатым теплообменником с прямыми трубками и трубки в нем могут быть

значительно длинее, что важно при глубоком охлаждении газов. При расчете коэффициента теплоотдачи внутри труб следует учитывать специальную поправку на дополнительную турбулизацию потока и соответственно увеличение коэффициента теплоотдачи за счет изгиба трубок.

Расчет витого теплообменника по существу не отличается от расчетов обычного кожухотрубного теплообменника. Основная особенность здесь связана с тем, что теплоемкость воздуха высокого давления существенно зависит от температуры и пользоваться обычным выражением для расчета среднего перепада температур в теплообменнике через перепады температур на его концах принципиально нельзя. Все эти выражения получены для случая постоянной теплоемкости потоков.

Расчета витого теплообменника

Рассчитать длину трубок и число витков трубок витого теплообменника воздухоразделительной установки, в котором медные трубки с наружным диаметром мм и с толщиной стенки мм навиты на сердечник. Между трубками лежат прокладки толщиной мм; расстояние между соседними витками трубок составляет мм. Коэффициент теплопроводности меди Вт/(м·К).

Внутри трубок теплообменника движется воздух с давлением МПа со скоростью м/с. Температуры воздуха на входе и на выходе, соответственно, К и К. Расход воздуха составляет кг/ч = 0,314 кг/с.

Снаружи трубки омываются идущим из отделителя пара от жидкости потоком воздуха с давлением МПа. Температуры воздуха на теплом и холодном концах теплообменника, соответственно, равны К и К.

РЕШЕНИЕ.

Значения, полученные в расчете по диаграмме, могут нести значительные ошибки, связанные с неточностью определения исходных значений по диаграмме, поэтому уточним значение M, используя табличные значения энтальпии в балансе теплообменника:

,

причем, для воздуха низкого давления энтальпию будем считать через температуру и теплоемкость, которая практически постоянна и равна 1,006 кДж/(кг*К)

,

погрешность определения М:

.

Если эта погрешность получилась более 5%, то следует искать ошибку в расчетах по диаграмме.

Для воздуха, при давлении близком к атмосферному изобарная теплоемкость в данном интервале температур меняется незначительно (в пределах 1%), поэтому для тепловых расчетов принимаем среднее значение = 1,01 кДж/(кгК). Теплоемкость воздуха высокого давления меняется заметно в зависимости от температуры, поэтому для расчета среднего перепада температур по длине теплообменника пользоваться формулой средне логарифмического температурного напора нельзя. Будем считать его по шагам: условно разделим теплообменник на несколько частей, в пределах которых теплоемкость будет меняться незначительно. Удобнее всего делить так, чтобы в пределах каждого участка температура воздуха высокого давления понижалась на 10 К, а неизвестную температуру воздуха низкого давления в конце каждого участка будем находить из уравнения теплового баланса части теплообменника от его теплого конца до рассматриваемого сечения

,

где . Отсюда

.

Расчеты по этой формуле приведены в таблице 1 и на рисунке 5.

Таблица 1

Температура воздуха внутри трубок	Энтальпия воздуха внутри трубок	Температура воздуха, омывающего трубки	Перепад температур	Рабочий перепад температур
T4, К	,кДж/кг	T3, К	ДТ,К	ДТ,К
300	274,14	290	10	14
290	262,02	282	8	12,1
280	249,7	273,7	6,2	10,3
270	237,08	265,3	4,7	8,8
260	224,18	256,7	3,3	7,4
250	210,9	247,9	2,1	6,2
240	197,12	238,7	1,3	5,4
230	182,78	229,1	0,9	5
220	167,7	219,02	1	5,1
210	151,66	208,3	1,7	5,8
200	131,42	194,8	5,2	9,3
190	115,62	184,2	5,8	9,9
180	94,9	170,4	9,6	13,7

Изменение перепада температур по длине теплообменника

Очевидно, что в таком режиме теплообменник работать не может, поскольку в его средней части перепад температур между греющим воздухом и нагреваемым не достигает 5 градусов. Для нормальной работы теплообменника должен быть положительный перепад температур по всей длине теплообменника и в средней части не менее 5 градусов. Для получения такого перепада температур в середине теплообменника проще всего увеличить перепады температур на концах теплообменника на величину (5- ДТмин). В данном случае это 4,1 градуса. При этом даже нет необходимости пересчета значений ДТ по балансовой формуле, достаточно к каждому из первоначально рассчитанных значений добавить величину (5- ДТмин), т.е. в данном случае 4,1 градуса. Полученный таким образом рабочий перепад температур приведен в таблице 1.

Найдем среднеинтегральный температурный напор:

Тепловая мощность теплообменного аппарата:

кВт.

Формулы для расчета теплообмена для потока внутри труб

;

пределы изменения параметров - , ;

поправка на изгиб труб ; В данном случае: .



Поправка на длину труб . Обычно (l - длина трубы), тогда ;

Теплофизические параметры воздуха при его средней температуре:

кг/м3,

м2/с,

кДж/(кг·К),

м2/с;

,

,

для газов .

;

Коэффициент теплоотдачи в трубном пространстве

Вт/(м2·К).

Для потока в межтрубном пространстве [2]:

;



пределы применимости формулы: , , ,

где: S1 и S2, соответственно, - продольный и поперечный шаги труб.

Задаемся скоростью м/с

Теплофизические параметры воздуха:

кг/м3

м2/с,

кДж/(кг·К),

м2/с.

.

Продольный и поперечный шаги труб, соответственно, равны мм и мм; .

Средний коэффициент теплоотдачи в межтрубном пространстве

Вт/(м2·К).

Данная формула применима к третьему и последующим рядам труб, но так как число рядов заведомо велико, влиянием заниженных коэффициентов теплоотдачи от первых двух рядов можно пренебречь.

Если для трубки выполняется соотношение , то коэффициент теплопередачи рассчитывается по формуле для плоской стенки; мм, , значит

Вт/(м2·К).

Найдем число труб теплообменника:

.

Округляем n до ближайшего целого числа

Поверхность теплообмена: м2.

Длина каждой трубки: м.

Производим расчет навивки труб на сердечник. В первом ряду укладываем 2 параллельных трубы. В следующих рядах диаметр навивки будет увеличиваться, а длину навивки желательно сохранить примерно одинаковой, иначе будет неравномерная скорость течения воздуха по межтрубному пространству. Для получения одинаковой длины навивки труб в ряды с большим диаметром навивки принимаем большее число параллельных труб в ряду.

Диаметр навивки труб первого ряда труб по их осям будет равен диаметру сердечника 150 мм плюс две толщины прокладки и две половины диаметра трубы мм.

Тогда число витков каждой из параллельных труб будет равен :

Длина намотки труб: м.

Подобным образом рассчитываются остальные ряды. Результаты расчетов по этим формулам приведены в таблице 2.

Таблица 2.

Номер ряда	Диаметр намотки	Число параллельных труб	Число витков	Длина намотки
	D, мм	nтр, шт	nв	, м
1	159	4	34	1,140
2	173	5	32	1,12
3	187	5	29	1,015
4	201	6	27	1,134
5	215	6	25	1,05
6	229	6	24	1,008
7	243	6	22	0,924
8	257	7	21	1,029
9	271	7	20	0,98
10	285	7	19	0,931

Далее считаем площадь межтрубного пространства:

,

где Si - площадь кольца, заключенного между рядами трубок.

- площадь между первым рядом и сердечником.

Далее подобным образом считаем остальные площади между рядами, получаем:

По выражению:

,

пересчитываем скорость в межтрубном пространстве

м/с.

Полученная скорость отличается от заданной, поэтому пересчитываем :

,

Вт/(м2·К).



Коэффициент теплопередачи:

Вт/(м2·К).

Тогда:

Поверхность теплообмена м2.

Длина трубки м.

высокий давление детандер теплообменник

Производим повторный расчет навивки труб на сердечник.

Ряд 1:

Число витков:.

Длина намотки: м.

Подобным образом рассчитываются остальные ряды. Результаты расчетов по этим формулам приведены в таблице 3.

Таблица 3.

Номер ряда	Диаметр намотки	Число параллельных труб	Число витков	Длина намотки
	D, мм	nтр, шт	nв	, м
1	159	4	41	1,448
2	173	5	38	1,33
3	187	5	35	1,225
4	201	6	32	1,344
5	215	6	30	1,26
6	229	6	28	1,176
7	243	6	27	1,134
8	257	6	25	1,05
9	271	7	24	1,176
10	285	7	23	1,127

Среднее количество витков в рядах:

Расчет аэродинамического сопротивления теплообменника

Сопротивление внутри трубок:

Сопротивление в межтрубном пространстве при коридорном расположении труб [3]:

,

где S1,S2 - шаги по ширине и глубине соответственно.

Список литературы

1. Вассерман А.А., Казавчинский Я.З., Рабинович В.А. Теплофизические свойства воздуха и его компонентов. - М.: Наука, 1966, - 375 с.

2. Теоретические основы теплотехники. Теплотехнический эксперимент.: Справочник/Под общ.ред. В.А.Григорьева, В.М.Зорина -М.: Энергоатомиздат, 1988. - 560 с.

3. Справочник по теплопередаче.

Размещено на Allbest.ru

...