Расчет пароводяного подогревателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

2. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

3. МЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ



ВВЕДЕНИЕ

Теплообмен - учение о самопроизвольном необратимо протекающем процессе распространения теплоты в пространстве. Процессы тепломассообмена сопровождаются химическими реакциями и физическими превращениями (нагревание, охлаждение, кипение, конденсация и др.). Виды теплообмена: теплопроводность, конвекция, излучение.

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

Теплообменные аппараты бывают различных типов: контактного типа (смесительные или регенеративные аппараты), поверхностного типа.

В теплообменных аппаратах поверхностного типа теплообмен идет через разделительную стенку и, теплоносители не смешиваются (рекуперативные аппараты). Данные аппараты нашли широкое применение в теплоэнергетике для нагрева (охлаждения) воды (пара) в испарителях и конденсаторах. Так же используются для теплообмена двух жидкостей в теплообменниках типа «труба в трубе», данные теплообменные аппараты имеют поверхности нагрева от нескольких квадратных сантиметров до нескольких сотен квадратных метров.

Основные требования, предъявляемые к конструкциям теплообменных аппаратов:

строгое обеспечение заданного технологического режима;

обеспечение высокой удельной плотности теплового потока;

высокая экономичность;

наименьшее гидравлическое сопротивление, компактность;

надежность и безопасность эксплуатации;

герметичность в сочетании с разборностью и доступностью поверхности теплообмена для механической очистки ее от загрязнения;

удобство монтажа, ремонта, обслуживания.

Теплообменные аппараты делятся на:

Рекуперативные - аппараты, в которых теплообмен идет через разделительные стенки.

Регенеративные - аппараты, в которых два или более теплоносителей поочередно соприкасаются с насадкой, причем тепловой поток меняет свое направление на противоположное

По конструкционному оформлению теплообменные аппараты бывают: секционные, ребристые, трубчатые, змеевиковые, оросительные, пластинчатые, спиральные.

По виду теплоносителя теплообменные аппараты бывают водо-водяные, пароводяные, газо-воздушные, газо-мазутные.

Интенсификацию процесса теплообмена можно осуществить изменением гидродинамических параметров и режима течения жидкости у поверхности теплообмена. Режимные методы включают: подвод колебаний к поверхности теплообмена, создание пульсаций потоков, вдувание газа в поток либоотсос рабочей среды через пористую стенку, наложение электрических или магнитных полей на поток, предотвращение загрязнения поверхности теплообмена путем сильной турбулизацией потока и т.д.

Теплообменные аппараты бывают одноходовыми и многоходовыми (рисунок 1).

Многоходовые теплообменные аппараты изготавливают для увеличения поверхности теплообмена при меньших габаритах, обеспечивая большую компактность.

Также теплообменные аппараты бывают прямоточные, противоточные, перекрестные несмешанные в зависимости от движения теплоносителей в них. Лучшие результаты с точки зрения снижения поверхности нагрева дает противоточное движение, поэтому во всех теплообменных аппаратах, где это возможно, создают противоток движения теплоносителей.

Рисунок 1 - Многоходовой кожухотрубчатый рекуперативный теплообменник

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

Тепловой расчет теплообменников очень громоздок, так как он выполняется методом последовательных приближений.

Исходные данные для расчета многоходового кожухотрубного теплообменного аппарата: давление воды, 0,18 МПа; температура воды на входе, 11оС; температура воды на выходе, 86оС; расход воды, 105м3/ч; давление греющего пара, 0,6 Мпа; температура греющего пара, 160оС; тепловые потери, 2,2%.

При средней температуре определяют теплофизические характеристики теплоносителей внутри труб, с помощью таблицы "Теплофизические свойства воды на линии насыщения":

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

С помощью h-S диаграммы определяем состояние пара при заданном его давлении Рп. Если пар перегрет, то имеются две зоны теплообмена(Рис.2)

первая - охлаждение пара от tп до ts(Fзо- зона охлаждения);

вторая - конденсация насыщенного пара на вертикальных трубах (Fзк- зона конденсации).

Определяем параметры теплоносителей при средних температурах воды и пара:

(1.1)

где - температура воды на входе в подогреватель, ;

- температура воды на выходе из подогревателя, .

.



Рисунок 2 - Изменение температуры теплоносителей в пароводяном подогревателе

, (1.2)

где - температура греющего пара, 0С;

- температура насыщенного пара, .

0С. (1.3)

0С.

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

При 0С определяем следующие справочные данные:

- теплоемкость воды, ;

,, (1.4)

где - плотность воды, ;

- , .

.

- коэффициент теплопроводности, ;

- число Прандтля, ;

, (1.5)

где - коэффициент кинематической вязкости, ;

(1.6)

.

При определяем:

- теплоемкость пара, ;

- плотность пара, ;

- коэффициент кинематической вязкости пара, ;

- коэффициент теплопроводности, ;

- число Прандтля, .

Определяем количество теплоты, передаваемой паром воде:

, (1.7)



где - объемный расход воды, ;

- теплоемкость воды, .

.

Вычисляем количество теплоты, передаваемой паром воде в 1-й зоне:

, (1.8)

где - массовый расход пара, ;

- теплоемкость пара (),

Определяем расход пара

, , (1.9)

где - теплота парообразования, определяемая по температуре насыщения пара(), .

.

.

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

, (1.10)

Проверим полученное значение передаваемой паром воде .

Выберем произвольно диаметр трубок и скорость воды в них материал: сталь.

скорость воды: ;

толщина стенок трубок:

Определяем коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности стенки трубки к воде:

,, (1.11)

где - внутренний диаметр трубки(), ;

- коэффициент теплопроводности воды(),

- критерий Нуссельта для воды.

Определяем режим течения воды в трубах:

, (1.12)

где - критерий Рейнольдса;

- коэффициент кинематической вязкости воды(),

- скорость воды в трубках(),

т. к. то режим течения жидкости турбулентный, значит, критерий Нуссельта определяем по формуле:

, (1.13)

где - число Прандтля;

- поправочный коэффициент().

.

.

Вычисляем количество трубок

. (1.14)

Выбираем стандартное количество трубок, близкое к полученному значению - .

Определяем шаг между трубками:

(1.15)

Определяем (по прил. 17) при .=6.Отсюда определяем диаметр трубной решетки,м.

(1.16)

Определяем внутренний диаметр корпуса:

, (1.17)

где - кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом аппарата ();

- наружный диаметр трубки (), м.

.

Рассчитаем поверхность теплообмена в 1-й зоне.

Определяем площадь межтрубного пространства для прохода пара:

. (1.18)

Определяем скорость пара в межтрубном пространстве:

, (1.19)

где - плотность пара (),

- массовый расход пара(),

Определяем коэффициент теплоотдачи от пара к трубе:

,, (1.20)

где - эквивалентный диаметр, ;

- коэффициент теплопроводности пара (),

- критерий Нуссельта для пара.

Вычисляем эквивалентный диаметр:

, , (1.21)

где - смоченный периметр, .

Определяем смоченный периметр

(1.22)

Определяем режим течения воды в трубах

, (1.23)

где - критерий Рейнольдса;

- коэффициент кинематической вязкости пара (),

- скорость пара в трубках(),

т. к. то режим течения жидкости турбулентный, значит, критерий Нуссельта определяем по формуле:

, (1.24)

где - число Прандтля для пара ();

.

.

Вычисляем коэффициент теплопередачи в 1-й зоне

,, (1.25)

где - толщина трубки, ;

- толщина накипи, ;

- коэффициент теплопроводности стали трубки, ;

- коэффициент теплопроводности накипи, .

.

Определяем температурный напор в 1-й зоне

,, (1.26)

где - температура воды на границе между зонами, ,

.

.

Поверхность теплообмена 1-й зоны составит

. (1.27)

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 t.

Передача теплоты от пара к стенке.

Определяем удельный тепловой поток

(1.28)

где - безразмерный коэффициент;

- предполагаемая высота трубок(), .

Вычисляем безразмерный коэффициент

(1.29)

Задавшись рядом значений t1, вычислим соответствующие им величины t10,75 и q1. Строим кривую t1 = f(q1) (рис.3).

Таблица 1.1 - Зависимость t1 = f(q1)

t, С	t0,75	q1, кВт/м2
10 15 20 25 30 35 40 42,359	5,62 7,62 9,46 11,18 12,81 14,39 15,9 16,60	44,4 60,2 74,7 88,3 101,2 113,7 125,6 133,008

Передача теплоты через стенку.

Определяем плотность теплового потока

(1.30)

где ;

.

Задавшись значениями t2, вычисляем соответствующие им величины q2. Строим кривую t2 = f(q2) (рис.3).

Таблица 1.2 - Зависимость t2 = f(q2)

t, С	q2, кВт/м2
3,5 5 10 15 20 25 30	133,008 190 380 570 760 950 1140

Передача теплоты через накипь.

Вычисляем удельный тепловой поток

(1.31)

где ;

.

Задавшись значениями t3, определим соответствующие им величины q3. Строим кривую t3 = f(q3) (рис.3).



Таблица 1.3 - Зависимость t3 = f(q3)

t, С	q3, кВт/м2
5 7,622 10 15 20 42,4	87,25 133,008 174,5 261,75 349 739,9

Передача теплоты от накипи к воде.

Вычисляем удельный тепловой поток

, (1.32)

где .

Задавшись значениями t4, определим соответствующие им величины q4. Строим кривую t4 = f(q4) (рис.3).

Таблица 1.4 - Зависимость t4 = f(q4)

t, С	q4, кВт/м2
15 20 25 26,432 30 35 42,4	75,5 100,6 125,8 133,008 150,9 176,1 213,4

Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне

,, (1.33)

где ;

;

.

Рисунок 3 - График зависимостей ti=f(qi) и t = f(qi)

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из то чки, соответствующей t2, проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пересечения с кривой t = f(qi). Из точки пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим значение удельного теплового потока qгр, кВт/м2.

t1= (1.34)

t2= (1.35)

t3= (1.36)

t4= (1.37)

,7 (1.38)

t2

Определяем коэффициент теплопередачи во 2-й зоне .

(1.39)

Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит

(1.40)

Определяем суммарную поверхность теплообмена

. (1.41)

Вычисляем длину трубок

(1.42)

где - средний диаметр трубок, м;

(1.43)

. (1.44)



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

, , (1.45)

где - число ходов теплообменника.

. (1.46)

Выбираем стандартное количество ходов, близкое к полученному значению - 4.

. По ГОСТу n2=187 шт.

1.14 Определяем D'при nст = 187=>

(1.47)

Проведем повторный расчет уже для многоходового теплообменника по формулам 1.9. - 1.13.

Внутренний диаметр корпуса составит

. (1.48)

Выбираем из стандартных значений

Площадь межтрубного пространства для прохода пара

(1.49)

.

Скорость пара в межтрубном пространстве

(1.50)

.

Определяем коэффициент теплоотдачи от пара к трубе:

(1.51)

Эквивалентный диаметр

(1.52)

Смоченный периметр

(1.53)

.

Критерий Рейнольдса для пара

(1.54)



Критерий Нуссельта для пара

(1.55)

.

Коэффициент теплоотдачи от пара к трубе

Коэффициент теплопередачи в 1ой зоне

(1.56)

.

Поверхность теплообмена первой зоны

(1.57)

Суммарная поверхность теплообмена

(1.58)

Вычисляем длину трубок



(1.59)

Выбираем ближайшую стандартную длину трубок L = 3 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 Р, необходимый для движения жидкости или газа через теплообменник, определяется по следующей формуле:

P = Pтр + Pм + Pу + Pг ,Па, (2.1)

где Pтр - сумма гидравлических потерь на трение, Па;

Pм - сумма потерь напора в местных сопротивлениях, Па;

Pу - сумма потерь напора, обусловленных ускорением потока, Па;

Pг - перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости, Па.

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

(2.2)

где тр - коэффициент сопротивления трения;

- длина трубы, м, ;

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

- плотность воды, кг/м3, ;

- средняя скорость воды на данном участке, м/с, .

Коэффициент сопротивления трения для чистых трубок можно рассчитать по выражению

. (2.3)

Гидравлические потери давления в местных сопротивлениях можно определить по формуле

(2.4)

где - коэффициент местного сопротивления, его находят отдельно для каждого элемента подогревателя

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



,, (2.5)

где 1 и 2 - скорости теплоносителя во входном и выходном сечениях потока соответственно, м/с;

1 и 2 - плотности теплоносителя во входном и выходном сечениях потока соответственно, кг/м3.

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

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

Определим полный напор, необходимый для движения воды через аппарат

(2.6)

.

Определим мощность, необходимую для перемещения воды через подогреватель

(2.7)

где Gв - объемный расход воды, м3/с;

= 0,85 - коэффициент полезного действия насоса;

P - полный напор, кПа.

Определение размеров патрубков:

Для воды (входной и выходной патрубки).

Вычисляем площадь сечения патрубка

. (2.8)

Определяем диаметр патрубка

. (2.9)

Патрубок для входа пара.

Принимаем скорость пара в патрубке = 30 м/с. Вычисляем площадь сечения патрубка

(2.10)

где - массовый расход пара, ;

- плотность пара при средней температуре пара, , .

Определяем диаметр патрубка по формуле

. (2.11)

Патрубок для откачки воздуха.

Принимаем расход воздуха Gв' = 0,05 Dп, кг/с.

Dп = 0,053,07 =0,1535 кг/с (2.12)

Скорость воздуха в = 8 м/с. Вычисляем площадь сечения патрубка по выражению

. (2.13)

Определяем диаметр патрубка по формуле

. (2.14)

Обобщение результатов расчета

В результате проведенных расчетов разработан подогреватель, имеющий следующие характеристики:

1. Расход воды 105 м3/ч;

2. Расход греющего пара 3,07 кг/с;

3. Температура:

воды на входе 11 С;

воды на выходе 86 С;

пара на входе 160 С;

4. Размеры подогревателя:

внутренний диаметр корпуса 650 мм;(800 мм)

толщина стенок корпуса 4 мм;

высота трубок 4000 мм

5. Число ходов 3,67(4)

6. Число трубок 148шт;(187шт)

7. Поверхность нагрева 64,5 м2;(90 м2)

8. Необходимая мощность насоса 0,206кВт;



3. МЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

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.

Определим толщину стенки кожуха.

(3.1)

где р - расчетное давление (давление греющего пара), Па;

доп - допускаемое напряжение, Па, доп = 126МПа.

св - коэффициент прочности сварного шва; св = 1

C - прибавка на минусовые допуски проката, коррозию и др., м,

Выбираем стандартную толщину кожуха, близкую к полученному значению - мм.

Производим расчет толщины эллиптического днища (рис.4).

Рисунок 4 - Эллиптическая конструкция днища



Исходя из условия технологичности изготовления, принимаем предварительно д = к = 4 мм. Принимаем толщину днища равной толщине кожуха

Произведем расчет трубной решетки.

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

(3.7)

(3.8)

(3.9)

где Pм, Pт - давление в межтрубном и трубном пространстве соответственно, Па, , ;

Pм.п, Pт.п - пробное давление при гидравлическом испытании в межтрубном пространстве и в трубах, Па, , ;

- отношение жесткости трубок к жесткости кожуха;

- расчетный температурный коэффициент;

k - модуль упругости системы трубок, МПа/м;

- коэффициент перфорации.

Определяем коэффициент, выражающий отношение жесткости трубок к жесткости кожуха.

(3.10)



где Ет, Ек - модули упругости материала трубок и кожуха соответственно, (т. к. кожух и трубки стальные, ), МПа;

Fт, Fк - площади сечения материала трубок и кожуха, м2.

Вычисляем площадь сечения материала трубок

(3.11)

где n - количество трубок, шт.;

dн, dвн - наружный и внутренний диаметры трубок, м , .

.

Определяем площадь сечения материала кожуха

(3.12)

.

Вычисляем расчетный температурный коэффициент

(3.13)

где tт, tк - температуры трубок и кожуха С;

т, к - коэффициенты линейного удлинения трубок и кожуха соответственно, 1/град. т = 1410-61/град; к = 11,710-61/град.



tк = tгр.п. - (7085) = 160 - 80 = 80С (3.14)

tт = tгр.п. - (1520) = 160 - 15 = 145С (3.15)

Определяем модуль упругости системы трубок

(3.16)

где - длина трубок, м:

- внутренний радиус корпуса, м.

. (3.17)

.

Вычисляем коэффициент перфорации

(3.18)

.

.

Определяем толщину трубной решетки



. (3.19)

Определяем толщину трубной решетки из условия прочности на изгиб

(3.20)

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

Pр - расчетное давление, Па;

- коэффициент, зависящий от формы и способа крепления трубной доски;

- 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 D0 принимается внутренний диаметр корпуса, поэтому D0 = Dвн = 0,8 м.

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

Вычисляем коэффициент, учитывающий ослабление трубной доски,

(3.22) где Dн - наружный диаметр кожуха, м;

(3.23)

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

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

d0 = dн + 0,0008 = 0,031+ 0,0008 = 0,0318 м. (3.24)



Определяем наибольшее количество трубок в одном ряду

(3.25)

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

S - шаг между трубками, м, .

,

,

(3.26)

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

(3.27)

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

Ртр - осевое усилие в наиболее нагруженной трубке, Н.

dн - наружный диаметр трубок, м.

Для трубок, завальцованных с отбортовкой, q = 40 МПа.

Определяем осевое усилие в наиболее нагруженной трубке



Ртр = (dн - т)т, Н, (3.28)

где т - толщина трубки, м;

- напряжение изгиба в трубной решетке, МПа.

Ртр = 135,33,14(0,031 - 0,001)0,001=0,013 МН

Расчет фланцевых соединений и болтов.

Определяем полное усилие, действующее на все болты фланцевого соединения,

Q = Р + Рупл, Н, (3.29)

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

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

Р = 0,785D2прРс, Н, (3.30)

где Dпр - средняя линия прокладки, м;

Рc - сила внутреннего давления среды на площадь, Па.

Определяем среднюю линию прокладки

Dпр = 0,5(Dн + Dв), м, (3.31)

где Dн и Dв - наружный и внутренний диаметры прокладки соответственно, м.

Dпр = 0,5(808 + 800) = 0,804 м.

Р = 0,7850,80420,6106 = 0,304106 Н.

Определяем силу, необходимую для обеспечения плотности соединения

Рупл = qFпр, Н, (3.32)

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

Fпр - площадь прокладки, м2.

Вычисляем площадь прокладки

Fпр = 0,785(D2н - D2в), м2, (3.33)

Fпр = 0,785(0,8082 - 0,8) = 0,010 м2.

Рупл = 40 1060,010 =0,40106 Н

Q = 0,304106 + 0,4106 = 0,704 106 Н

Проверка расчетной нагрузки (qmax = 130 МПа):

Q qmaxFпр. (3.34)

Расчетная нагрузка не превышает максимальную и не будет вызывать повреждение прокладки или превосходить ее прочность, т.к. условие соблюдается.

Определяем диаметр болта

(3.35)

где Q - полное усилие на все болты, Н;

Dпр - средняя линия прокладки, м;

- поправочный коэффициент ( = 0,9);

т - предел текучести материалов болтов при рабочей температуре (т = 245 МПа), Па.

диаметр болта принимаем равным 18 мм

Вычисляем количество болтов во фланцевом соединении

(3.36)

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

tб - шаг между болтами, мм.

Из конструктивных соображений шаг между болтами принимаем в пределах 2,55 диаметров болтов: 3.17.7 Определяем длину окружности, на которой расположены центры болтов,

L = (Dвн + к + dб +К), мм, (3.37)

где к - толщина стенки кожуха, мм;

К - монтажный зазор (К = 2530 мм):

dб - диаметр болтов, мм;

Dвн - внутренний диаметр корпуса. мм.

L = 3,14 (800 + 418 + 30) = 2832 мм,

Определяем расчетное усилие на болт

. (3.38)

Определяем толщину приварного фланца

(3.39)

теплообменник вода пар сопротивление

где r0 - радиус окружности расположения болтов, м;

r - внутренний радиус корпуса, м;

доп = 230 - допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

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

Определяем радиус окружности расположения болтов

r0 = (Dвн + к + dб + К)0,5, мм, (3.40)

r0 = (800 + 4 + 18 + 30)0,5 = 426 мм.

r = Dвн/2=800/2=400 мм. (3.41)

.

Обобщение результатов

1. Толщина стенок кожуха и днища 4мм

2. Параметры трубной решётки:

-расчётное давление 1,82 МПа

-толщина 169мм

3. Характеристики фланцевого соединения:

количество болтов 32шт

-расчётное усилие на болт 22кН

-диаметр болтов 18мм

-высота фланца 42,9мм



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Для закрепления теоретических знаний по курсу "Тепломассообмен" была выполнена курсовая работа: "Расчет пароводяного подогревателя".

В конструктивном расчете тепломассообменного аппарата решалось 3 задачи: 1. тепловая 2. гидравлическая 3. механическая

В тепловом расчете были определены: физические параметры воды и пара.

Количество тепла, передаваемое паром воде, для двух зон теплообмена Q= 8943 кВт.

массовый расход пара Dп = 7,6 кг/с.

Коэффициент теплоотдачи: для воды бж = 5032 Вт/м2град, для пара бп=42,1 Вт/м2град.

Коэффициент теплопередачи: для первой зоны k = 16,47 Вт/м2град; для второй зоны к2 = 1,6 Вт/м2град, поверхность нагрева: F=90 м2.. Общее количество трубок: n = 187 шт., их длина L = 3 м.

В гидравлическом расчете определили: полный напор, необходимый для перемещения воды через аппарат, который составил ДР = 4,6 кПа, а также мощность, необходимую для движения воды через подогреватель N=0,206 кВт, размеры патрубков: для воды - dпат =0,19 м; для входа пара - Fпат = 0,043м2 ,dпат = 0,23 м; для откачки воздуха F =0,019 м2 , d=0,156м.

В механическом расчете при расчете на прочность были определены: расчетное давление Рр = 1,82 МПа

количество болтов Z = 32 шт., их диаметры dб =18 мм

высота фланца h = 42,9 мм

расчетное усилие на болт Рб =22 кН



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Тепломассообмен. Проектирование поверхностного кожухотрубного теплообменника: Учебно-методическое пособие / В.Н. Федяева, А.А. Федяев, С.В. Белокобыльский. - Братск: ГОУ ВПО «БрГУ», 2014. - 124 с.

2. Промышленные тепломассообменные процессы и установки: Учебник для вузов / А.М. Бакластов, В.А. Горбенко, О.Л. Данилов и др.; Под ред. А.М. Бакластова. - М.: Энергоавтомиздат, 1986.

3.Промышленая теплоэнергетика и теплотехника: Справочник / Под общ. Ред. В.А. Григорьева и В.А. Зорина. - М.: Энергоавтомиздат, 1991.

4. Справочник по теплообменным аппаратам / П.И. Бажан, Г.Е. Каневиц, В. М. Селиверстов. - М.: Машиностроение, 1989.

5. Назмеев Ю.Г., Лавыгин В.М. Теплообменные аппараты ТЭС: Учебное пособие для вузов. - М.: Энергоатомиздат, 1988.-288 с.

Размещено на Allbest.ru

...