Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство науки и высшего образования РФ

ФГБОУ ВО Рыбинский государственный авиационный технологический университет им. П.А. Соловьева

Кафедра Общей и технической физики

(О и ТФ)

Курсовой проект

Расчет кожухотрубного теплообменного аппарата

Студент гр.ТЭБ-19

Шогунбекова Ш.А.

Рыбинск, 2023 г.

Задание на проектирование

Спроектировать горизонтальный кожухотрубный теплообменник для охлаждения горячего теплоносителя - воды от температуры t'₁ до температуры t''₁.

Охлаждающий теплоноситель - воздух.

Начальная температура горячего теплоносителя: t'₁ = 90 ?

Конечная температура горячего теплоносителя: t''₁ = 60 ?

Начальная температура холодного теплоносителя: t'₂ = 25 ?

Объемный расход горячего теплоносителя: V₁ = 10 м³/ч

Горячий теплоноситель движется по трубам.

Холодный теплоноситель движется в межтрубном пространстве.

Схема движения теплоносителей - противоточная.

Представим схему теплообмена на рисунке

Рисунок 1 - Общая схема кожухотрубного теплообменника.

Список условных обозначений

б - коэффициент теплоотдачи, Вт/(м²•К);

з - тепловая эффективность;

k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м²•К);

л - коэффициент теплопроводности, Вт/(м•К);

н - кинематическая вязкость, м²/с;

с - плотность, кг/м³;

у - действующее напряжение, МПа;

[у] - допустимое напряжение, МПа;

v - скорость, м/с;

ж - коэффициент местного сопротивления;

C_p - удельная изобарная теплоемкость, Дж/(кг•К);

d - диаметр труб, м;

D - диаметр кожуха, м;

F, f - площадь поверхности, м²;

G - массовый расход, кг/с;

H - высота теплообменника, м;

L - длина теплообменника, м;

l - длина трубок, м;

n - число трубок, шт;

р_доп - допустимое рабочее давление, МПа;

?р_м - полные местные потери давления, МПа;

?р_т - полные потери давления на трение, МПа;

Q ? количество теплоты, Вт;

д - толщина стенки, м;

t - температура, ~;

W - объем теплообменника, м³;

Re - число Рейнольдса;

Nu - число Нуссельта;

Pr - число Прандтля;

Введение

Теплообменным аппаратом называют устройство, в котором осуществляется процесс передачи теплоты от одного теплоносителя к другому. Необходимость передачи теплоты возникает во многих отраслях техники. По принципу действия теплообменные аппараты могут быть разделены на рекуперативные, регенеративные и смесительные.

Рекуперативными называются такие аппараты, в которых тепло от горячего теплоносителя к холодному передается через разделяющую их стенку.

Процесс теплообмена протекает непрерывно и имеет обычно стационарный характер. Рекуперативные теплообменники подразделяют в зависимости от направления движения теплоносителей. Если теплоносители движутся параллельно в одном направлении, теплообменник называют прямоточным, при противоположном направлении движения - противоточным. В теплообменнике с перекрестным потоком теплоносители движутся во взаимно перпендикулярных направлениях, при этом возможен однократный и многократный перекрестный ток.

Конструктивно рекуперативные теплообменники могут выполняться с пластинчатыми и трубчатыми рабочими поверхностями. Рабочей поверхностью теплообменника называется стенка, которая омывается с обеих сторон теплоносителями. Примером таких аппаратов являются парогенераторы, подогреватели, конденсаторы и т.п.

Регенеративными называются такие аппараты, в которых одна и та же поверхность нагрева омывается то горячим, то холодным теплоносителем. При протекании горячей жидкости тепло воспринимается стенками аппарата и аккумулируется в них. При протекании холодной жидкости ранее аккумулированная теплота ею воспринимается. Примерами таких аппаратов являются регенераторы мартеновских и стеклоплавильных печей, воздухоподогреватели доменных печей и т.п.

В рекуперативных и регенеративных аппаратах процесс передачи теплоты неизбежно связан с поверхностью твердого тела. Поэтому такие аппараты называются также поверхностными.

В смесительных аппаратах процесс теплопередачи происходит путем непосредственного соприкосновения и смешения горячего и холодного теплоносителей. Примером таких аппаратов являются башенные охладители (градирни), скрубберы и другие.

Специальные названия теплообменных аппаратов обычно определяются их назначением, например парогенераторы, печи, водонагреватели, испарители, перегреватели, конденсаторы, сушильные аппараты и т.д. Однако, несмотря на большое разнообразие теплообменных аппаратов по виду, устройству, принципу действия и рабочим телам задачами решается одна и та же - передача теплоты от горячей жидкости к холодной. Поэтому и основные положения теплового расчета для них остаются общими.

По характеру движения теплоносителей относительно теплопередающей поверхности теплообменные аппараты делят на три типа: с естественной циркуляцией, с принудительной циркуляцией, с движением жидкости под действием сил гравитации. К теплообменным аппаратам с естественной циркуляцией относятся испарители, выпарные аппараты, водогрейные и паровые котлы, у которых теплоноситель движется благодаря разности плотностей жидкости и образующейся парожидкостной смеси. К теплообменным аппаратам с принудительной циркуляцией относятся рекуперативные теплообменники, выпарные аппараты, испарители, а к аппаратам с движением жидкости под действием сил гравитации -конденсаторы, оросительные теплообменники.

По роду теплового режима теплообменные аппараты могут быть со стационарными процессами теплообмена. Рекуперативные теплообменные аппараты в основном работают в установившемся стационарном режиме, а регенеративные -- в нестационарном режиме.

По виду поверхности теплообмена рекуперативные теплообменные аппараты делят на кожухотрубные, пластинчатые, трубчатые.

Кожухотрубные ТА состоят из пучков труб, жестко закрепленных в трубных решетках, кожуха, крышек с фланцами, образующими распределительные камеры, опор и перегородок, расположенных в межтрубном пространстве. На кожухе и крышках установлены технологические патрубки и штуцера. В зависимости от назначения аппарата конструкции основных узлов и используемые материалы могут существенно отличаться. Они просты по конструкции и, как правило, имеют невысокую стоимость. В кожухотрубных ТА один теплоноситель течет внутри труб, другой в межтрубном пространстве. При поперечном обтекании пучков труб достигается наиболее интенсивная теплоотдача, чем при продольном. Для крепления труб с целью предотвращения их прогибов и вибраций, а также для организации поперечного обтекания труб в межтрубном пространстве и получения более высокой скорости жидкости внутри кожуха устанавливают поперечные перегородки. Также существуют перегородки в камерах, в которые теплоноситель попадает перед непосредственно трубочками. Такие теплообменники называют многоходовыми. Данные перегородки позволяют уменьшить длину теплообменного аппарата и увеличить его диаметр кожуха.

В кожухотрубных ТА трубы могут быть расположены по сторонам шестиугольников или, что одно и то же, равносторонних треугольников (треугольной) или по концентрическим окружностям. В ТА с кожухом коробчатого типа компоновка труб может быть: коридорной; шахматной, частным случаем которой является треугольная. При такой компоновке труб при одном и том же шаге можно разместить наибольшее число труб на единице площади; с неравномерным поперечным шагом. Наиболее распространенным способом закрепления труб в отверстиях трубных решеток является вальцовка прочноплотное соединение, образующееся в результате деформации трубы в радиальном направлении под действием силы, создаваемой вальцовочным инструментом.

1. Тепловой расчет теплообменного аппарата

1.1 Определение тепловой мощности аппарата

Тепловая мощность теплообменного аппарата может быть найдена по формуле

где Q ?тепловая мощность аппарата, кВт;

G₁, G₂ ?массовые расходы первичного и вторичного теплоносителей, кг/с;

с_p1, с_р2 ?теплоемкости первичного и вторичного теплоносителей, кДж/(кг•К);

з ? тепловая эффективность аппарата, коэффициент, учитывающий потери в процессе теплопередачи.

На первом этапе расчета можно принять з = 1.

Выразим из (1) расход воздуха

Массовый и объемный расходы связаны соотношением:

где с₁ - средняя плотность горячего теплоносителя, кг/м³.

Для дальнейших вычислений нам необходимо знать физические параметры теплоносителей. Так как они зависят от температуры, то выпишем их значение при начальной, конечной и средней температурах. Воспользуемся учебным пособием [2]:

Средняя температура горячего теплоносителя

Данные поместим в таблицу.

Таблица 1 ? Теплофизические свойства воды при начальной, конечной и средней температурах

t1, ?	60	75	90
с1, кг/м3	983	975	965
ср1, Дж/(кг•К)	4182	4191	4208
л1, Вт/(м•К)	0,659	0,671	0,680
м1, мПа•с	0,470	0,381	0,315
н1•106, м2/с	0,478	0,390	0,326
Pr1	2,93	2,38	1,95

Массовый расход теплоносителя по (1.3):

Теплоемкость С₁ зависит от температуры, которая нам пока не известна. Поэтому ее значением необходимо задаться. Для этого проанализируем, какие значения может принимать конечная температура при противоточной схеме движения теплоносителя.

Рассмотрим график температур. Вода обладает большей теплоемкостью чем воздух, поэтому ее водяной эквивалент W₁ больше, чем у воздуха. График температур будет иметь вид как на рисунке 2.



Рисунок 2 - Схема противоточной схемы движения теплоносителей теплообменника.

Примем в первом приближении

t”₂ = 75 ?

Средняя температура холодного теплоносителя

Аналогично находим теплофизические свойства воздуха.

Таблица 2 ? Теплофизические свойства воздуха при начальной, конечной и средней температурах

t2, ?	25	50	75
с2, кг/м3	1,18	1,09	1,02
ср2, Дж/(кг•К)	1005	1005	1009
л2•102, Вт/(м•К)	2,63	2,83	3,01
м2, мПа•с	18,4	19,6	20,9
н2•106, м2/с	15,6	18,0	20,6
Pr2	0,702	0,698	0,693

Массовый расход теплоносителя по (3):

Подставим значения в (2)

Определим тепловую мощность аппарата по (1)

Объемный расход воздуха

1.2 Уравнение теплопередачи теплообменного аппарата

Уравнение теплопередачи запишем следующим образом:

где k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м•К);

F - площадь теплообмена, м²;

?Т - средний напор в теплообменнике, К.

1.3 Температурный напор в теплообменнике

Используем формулу среднелогарифмического напора

где ?t_б - наибольшая разность температур, ?;

?t_м - наименьшая разность температур, ?;

Температурный напор в теплообменнике

1.4 Выбор диаметров труб для теплообменника

Из условия турбулентности режима течения теплоносителя и по экономическим соображениям рекомендуют средние значения скорости теплоносителей, приведенные в Таблице 3 [2, с. 59].

Таблица 3 ? Ориентировочные значения скоростей теплоносителей

Теплоноситель	щ, м/с
Вязкие жидкости (масла, растворы солей)	0,2 - 1
Маловязкие жидкости (вода, бензин, керосин)	1 - 3
Запыленные газы, атмосферный воздух	6 - 10
Чистые газы	12 - 16
Пар насыщенный	30 - 50
Пар перегретый	50 - 75
Пар разреженный	100 - 200

Скорость движения жидкости в трубах для обеспечения оптимального теплообмена принимаем w₁ = 1 м/с

Выбираем трубы наружным диаметром

По ГОСТ 18475-82 толщина стенки труб составляет

Внутренний диаметр

Количество трубок в теплообменнике:

Определим площадь межтрубного пространства. Из Таблицы 2 принимаем скорость движения воздуха

w₂ = 8 м/с

Требуемая площадь

Суммарное сечение трубок по внешнему диаметру

Определим внутренний диаметр кожуха

Принимаем ближайший стандартный размер

где D - диаметр кожуха, м.

Уточним скорость воздуха в межтрубном пространстве:

Значение скорости воздуха попадает в рекомендованный интервал скоростей теплообменного аппарата.

1.5 Расчет коэффициента теплопередачи

Определим отношение толщины стенки к внутреннему диаметру трубы

Отношение меньше 0,3, поэтому вместо точной формулы коэффициента теплопередачи для цилиндрической стенки используем формулу для плоской стенки.

Рассчитываем параметры, входящие в (5).

1.5.1Расчет коэффициента теплоотдачи для горячего теплоносителя.

Число Рейнольдса определим по формуле:

Так как Re > 10⁴, поэтому для вычисления числа Нуссельта используем критериальное уравнение вида:



где Pr_c - число Прандтля при температуре стенки.

Принимаем в первом приближении температуру стенки, как среднее температур теплоносителей.

Определим коэффициент теплоотдачи по формуле:

1.5.2 Расчет коэффициента теплоотдачи для горячего теплоносителя

Число Рейнольдса определим по формуле (6) подставляя параметры для воздуха из Таблицы 2.

Число Нуссельта находим по (7) с учетом того, что поправкой P_rm/Pr_c для воздуха можно пренебречь

Коэффициент теплоотдачи по формуле (8):

1.5.3 Вычисление коэффициента теплопередачи

Для изготовления труб применяем сталь 20 по ГОСТ 1050-88 [12]. Коэффициент теплопроводности стальных труб

_с = 46,5 Вт/(мК).

1.6 Определение необходимой длины труб

Выразим необходимую поверхность теплообмена. Используем формулу (1.4)

Общая длина труб

Длина трубы в теплообменнике

Принимаем

Действительная теплообменная поверхность

Выбираем шахматное расположение трубок с шагом

2. Гидравлический расчет теплообменного аппарата

2.1 Задачи гидравлического расчета аппарата

Гидравлический расчет теплообменного аппарата включает в себя определение необходимой мощности, затрачиваемой на перемещение в нем теплоносителей:

(2.1)

где V - объемный расход теплоносителя,

- перепад давления в потоке теплоносителя.

Гидравлическое сопротивление трения проявляется на участках безотрывного течения теплоносителя в каналах. Потери давления на преодоление сил трения во входном и выходном патрубках рассчитываются по формуле:

(2.2)

где л - коэффициент потерь на трение по длине,

и w - средняя плотность и средняя скорость рабочей среды в канале,

l - длина канала.

2.2 Схема гидравлических потерь аппарата

Схема гидравлических потерь аппарата имеет вид

Рисунок 3 - Схема гидравлических потерь

Вода:

1. потери давления на трение во входном патрубке;

2. потери давления на внезапное расширение потока;

3. потери давления на внезапное сужение при входе потока в трубочки;

4 - 8. потери давления на трение в коротком отрезке трубочки;

5 - 7. потери давления при повороте потока внутри трубочки;

6. потери давления на трение по длине трубочки;

9. потери давления на внезапное сужение при выходе потока из трубочки;

10. потери на внезапное сужение потока;

11. потери на трение в выходном патрубке.

Воздух:

12. потери на трение на входном участке;

13. потери при продольном обтекании трубочек;

14. потери на трение в выходном участке.

В этом теплообменике их должно быть больше по моему 13 для воды и 14 для воздуха.

По данным теплового расчета для обоих теплоносителей имеет место турбулентный режим течения. Коэффициент Дарси рассчитываем по формуле:

Потери давления на поворот потока определяются по формуле:

(2.5)

где - коэффициент местного сопротивления при повороте.

Потери на трение по длине трубок:

(2.6)

Потери на обтекание трубного пучка:

(2.7)

Потери на трение при внезапном расширении:

(2.8)

Потери при внезапном сужении потока:

(2.9)

2.3 Расчет гидравлических потерь аппарата

Для начала определим коэффициент потерь на трение для воды во входном патрубке. Зная значение числа Рейнольдса, зададимся формулой 2.4. Тогда будет равен:

.

Для определения на участке 1 необходимо знать скорость течения жидкости. Определим ее из уравнения расхода:

м/с.

Тогда, в соответствии с формулой (2.2):

, Па.

Теперь определим потери на участке 2. Воспользуемся формулой 2.8:

, Па,

где определяется по формуле . Скорость течения жидкости в данном случает не меняется, так как рассчитывается по площади меньшего сечения.

На участке 3 потери считаются по формуле 2.9:

, Па.

.

Участки 4 и 8 рассчитываются одинаково по формуле (2.6)

, Па.

На участках 5 и 7 наблюдается поворот потока внутри трубочки. Используем формулу 2.5, где рассчитывается по формуле:

где R - радиус поворота внешней стенки трубки,

- угол поворота канала.

Тогда:

, Па.

6 участок рассчитывается по аналогии с 4:

9 участок считается по аналогии со 2:

10 - по аналогии с 3:

Рассмотрим потери на трение для воздуха. На участках 12 и 14 потери рассчитываются одинаково.

Коэффициент потерь на трение здесь рассчитывается по формуле 2.3.

Потери давления при продольном обтекании трубочек рассчитывается по формуле 2.7.

, Па.

Перепад давления для горячего теплоносителя рассчитывается по формуле:

По аналогии, для холодного:

Мощность на прокачку равна:

мВт

Вт

Здесь V₁ и V₂ - объемные расходы теплоносителей, м³/с.



Рисунок 4 - график потерь холодного теплоносителя (вода)

Рисунок 5 - График потерь горячего теплоносителя (воздух)

3. Прочностной расчет теплообменного аппарата

3.1 Задачи прочностного расчета аппарата

Характеристиками прочности материала являются следующие величины:

* временное сопротивление или предел прочности при комнатной и расчетной температурах;

физический предел текучести при расчетной температуре;

предел длительной прочности при расчетной температуре.

При выборе допускаемых напряжений величины пределов прочности и текучести принимаются равными минимальным значениям, установленным в соответствующих стандартах или технических условиях для металла данной марки. [14]

Нормативное допускаемое напряжение определяется из условий:

,??,??

где , , - коэффициенты запаса прочности относительно соответствующих пределов.

Рекомендуемые значения коэффициентов запаса приводятся в таблице 7.

Нормативное допускаемое напряжение принимается наименьшим из двух значений ( и ) при условии, что расчетная температура не превышает для углеродистых сталей 380 °С, для низколегированных - 420 °С и для легированных аустенитных сталей - 525 °С.

Если расчетная температура превышает эти величины, то нормативное допускаемое напряжение принимается как меньшее из двух напряжений:

Таблица 4 ? Рекомендуемые значения коэффициентов запаса.

Условия нагружения	Величина коэффициента запаса
Рабочие условия Гидравлические испытания Условия монтажа	1,5 1,1 1,1	2,4 - -	1,5 - -

3.2 Прочностной расчет корпуса

Рисунок 6 - Схема распределения напряжений на стенке корпуса.

Номинальная толщина (S) стенки цилиндрической обечайки корпуса, работающего под внутренним давлением (P), определяется по зависимости:

,

где - расчетное давление, МПа,

- внутренний диаметр корпуса аппарата, м,

- допускаемое напряжение в крышке, донышке или заглушке, МПа,

- прибавка к толщине стенки, м,

- коэффициент, зависящий от конструкции крышки и метода закрепления.

Величина прибавки С принимается равной в пределах 1…5 мм.

Для корпуса используем теплоустойчивую легированную сталь 12 МХ, предел текучести для данной стали равен , а временной предел прочности . Нормативное допускаемое напряжение принимается наименьшим из двух значений ( и ).

,

.

Наименьшим является . Тогда толщина стенки ТА:

Приведенная формула справедлива при условии:

,

,

- условие выполняется.

3.3 Прочностной расчет трубок теплообменного аппарата

Толщина стенки трубок теплообменного аппарата, работающего под внутренним давлением (P), определяется по зависимости:

где - расчетное давление, МПа,

- внутренний диаметр трубок, м,

- расчетный коэффициент прочности сварного шва,

- прибавка к толщине стенки, м,

- допускаемое напряжение, МПа.

Рисунок 7 - Распределение напряжений в толстостенной трубе.

Коэффициент прочности учитывает ослабление конструкции при наличии сварных швов. При расчетах принимают значение в пределах от 0,65 до 1,00.

Величина прибавки С принимается равной в пределах 1…5 мм.

Для трубочек используем дюралюминий Д16Т, предел текучести для данного материала равен , а временной предел прочности . Нормативное допускаемое напряжение принимается наименьшим из двух значений ( и ).

,

.

Наименьшим является . Тогда толщина стенки трубок:

.

Приведенная формула справедлива при условии:

,

,

- условие выполняется.

3.4 Прочностной расчет трубной доски

Трубные решетки теплообменных аппаратов предназначены для прочного и плотного крепления в них труб с целью разграничения пространства с теплоотдающей и тепловоспринимающей средами.

Трубы в трубных решетках крепятся обычно с помощью развальцовки, что упрощает ремонт и смену труб.

Определяем диаметр отверстия под трубу в решетке d₁':

,

Находим минимальную толщину трубной решетки из условия надежности развальцовки труб с учетом полного поддерживающего влияния труб на решетку:

где [у] - допускаемое напряжение материала трубной доски, МПа,

ц - коэффициент прочности трубной доски,

t - шаг между центрами трубок, м,

d - диаметр отверстий в трубной доске, м,

D - внутренний диаметр корпуса аппарата, м.

Коэффициент прочности трубной доски

Для трубной доски используем марку стали 20, предел текучести для данного материала равен , а временной предел прочности . Нормативное допускаемое напряжение принимается наименьшим из двух значений ( и ).

,

.

Наименьшим является . Тогда толщина трубной решетки:

3.5 Прочностной расчет болтовых соединений

Рабочую температуру болта или шпильки принимают равной температуре рабочей среды. При расчете болтов или шпилек определяется их диаметр и количество. Допускаемые напряжения для болтов следует принимать по таблице 8.

Примем материал болтов сталь 20, допускаемое напряжение которой при температуре составляет , диаметр болтов М8.

Рекомендуемое значение шага болтов из условия местного раскрытия фланцевого соединения принимается равным

,

где D - внутренний диаметр корпуса аппарата, м.

Таблица 5 ? Допускаемые напряжения для болтов.

Температура,	Марка стали
	ВСт3сп	ВСт4сп	20	40	35Х	35ХМ	25Х1МФ
20 100 200 250 300	105,0 97,0 88,0 83,0 78,0	110,0 102,0 95,0 90,0 85,0	110,0 106,0 100,0 95,0 90,0	148,0 140,0 130,0 120,0 110,0	205,0 190,0 175,0 165,0 155,0	266,0 250,0 230,0 220,0 210,0	300,0 290,0 275,0 270,0 260,0

Расчетное количество болтов определяется соотношением:

Принимается значение числа болтов, округленное в большую сторону, причем желательно, чтобы полученное значение было кратным четырем. Допускается при принимать значение числа болтов, округленное до ближайшего большего целого числа, при число болтов должно быть кратным двум, но не менее четырех. Примем количество болтов, равное 6.

Нагрузка на болт в рабочих условиях должна компенсировать внутреннее давление и создавать удельное давление на прокладку, обеспечивающее герметичность в рабочих условиях. В составе фланцевых соединений теплообменных аппаратов ПТУ применяются прокладки мягкие (из фторопласта, резины или паронита) и металлические (из алюминия, меди или стали).

Минимальное усилие на прокладку R, необходимое для сохранения плотности при рабочих условиях, вычисляется с помощью соотношения

,

где - расчетный диаметр прокладки, м;

- эффективная ширина прокладки (м), определяется согласно таблице 9,

- удельное давление на прокладку в рабочих условиях, МПа,

- коэффициент, определяется согласно таблице 9,

- для неметаллических прокладок.

Выберем в качестве материала для прокладки резину мягкую с характеристиками по таблице 9.

Тогда, минимальное усилие на прокладку:

.

Растягивающее усилие в болтах от рабочего давления, определяется по формуле:

.

Расчетное усилие, воспринимаемое болтами в рабочих условиях, при расчетной температуре ниже 400 єС определяется по формуле:

.

Напряжение в болтах в рабочих условиях вычисляется по соотношению

,

,

- условие выполняется.

Таблица 6 ? Характеристики материала для прокладки.

Тип прокладки	Материал	Эффективная ширина b, мм	Расчетная среда
			Вода	Воздух
			m		m
Мягкая	Фторопласт		1,25	25	1,25	25
	Паронит		1,50		2,50
	Резина мягкая		1,00	10	1,00	10
	Резина твердая		1,00	20	1,00	21

b₀ - ширина прокладки, согласно чертежу, м.

3.6 Прочностной расчет фланцевых соединений

Расчет фланцевых соединений включает в себя расчет болтов и расчет фланцев. Конструкция фланцев и основные размеры, необходимые для их расчета приводятся [4] на рисунке 4.

Толщина стенки S и внутренний диаметр фланца D принимаются равными соответствующим размерам корпуса аппарата. Толщина цилиндрической части плоского фланца, равна , где величина прибавки С должна быть не более 5 мм.

.

Рисунок 8 - Плоский фланец.

Наружный диаметр фланца равен .

При расчете плоских приварных фланцев толщина тарелки определяется по соотношению:

где D - внутренний диаметр корпуса аппарата, м.

Изгибающий момент от усилий, действующий в рабочем состоянии, определяется по формуле:



Расчетные схемы фланцев приводятся на рисунке 13. Соответствующие плечи действующих сил равны:

· для силы (усилия от давления в корпусе) - ;

· для силы, действующей на прокладку, - ;

· для силы, действующей на внутренний участок тарелки фланца, -

Рисунок 9 - Расчетные схемы плоских приварных фланцев

,

,

,

Для всех типов фланцевых соединений значение редуцированного диаметра отверстия определяется следующим образом при :

.

Момент сопротивления плоского фланца рассчитывается по формуле:



.

Напряжение во всех фланцах во всех сечениях определяется по известному соотношению:

,

- условие выполняется.

3.7 Прочностной расчет опор аппарата

Горизонтальные аппараты устанавливаются на седловые опоры. Количество опор, как правило, равняется двум, трем или четырем. Расчет опор производится по максимальному весу аппарата при заполнении его водой, для проведения гидроиспытаний.

Рисунок 10 - Седловая опора.

Найдем массу пустого теплообменного аппарата, которая складывается из следующих масс: [6]

· всех труб с учетом толщины их стенки:

,

где - наружный и внутренний диаметр трубок, м,

- длина трубок, м,

- количество трубочек во всех ходах,

- плотность материала трубок.

.

· обечайки корпуса:

,

где - диаметр корпуса, м,

- толщина корпуса, м,

- длина трубок и обечаек крышек, м,

- плотность материала корпуса (сталь 12 МХ).

.

· всех перегородок, трубных решеток, торцов крышек:

где - диаметр корпуса и перегородки, м,

- диаметр отверстий под трубки, м,

- толщина поперечных перегородок, двух трубных решеток, трех продольных перегородок в разделительных камерах и двух торцов крышек, м,

- плотность материала всех перегородок и т.п. (сталь 20).

- количество перегородок.

.

· всех фланцев по ГОСТ 12820-80 [11]:

,

,

,

.

Объем трубного пространства с камерами определяется как:

,

где - внутренний диаметр трубок, м,

- диаметр корпуса, м,

- количество трубок во всех ходах,

- длина трубочек и камер слева и справа от трубок (определяются по чертежу), м.

.

В общем случае на опору действуют реакция опоры сила Q, горизонтальная сила Р₁, учитывающая угол охвата опорой (перпендикулярна к оси аппарата) и горизонтальная сила трения Р₂ (параллельная оси аппарата) как показано на рисунке 15.

Рисунок 11 - Распределение действующих сил на опору.

Реакция опоры зависит от максимальной массы аппарата с водой и определяется по следующей зависимости:

.

Горизонтальная сила Р₁ определяется как:

,

где - коэффициент, учитывающий угол охвата корпуса аппарата опорой, при угле охвата 180 °.

Горизонтальная сила трения Р₂ определяется как:

,

где - коэффициент трения покоя между аппаратом и опорой (сталь-сталь).

Площадь опорной плиты принимается конструктивно и должна удовлетворять условию:

,

где - допускаемое напряжение в фундаментах, МПа. Для фундаментов из бетона марки 500 допускаемое напряжение принимается равным 10 МПа.

,

.

Расчетная толщина опорной плиты:

,

где - ширина поперечных ребер опоры, м,

- допускаемое напряжение материала опорной плиты, МПа,

- коэффициент, определяемый по рисунку 16 исходя из отношения ,

- расстояние между поперечными ребрами опоры, м.

Для опор используем марку стали 20, предел текучести для данного материала по ГОСТ 1050-88 равен , а временной предел прочности [12]. Нормативное допускаемое напряжение принимается наименьшим из двух значений ( и ).

,

.

Наименьшим является .



Рисунок 12 - График для определения коэффициента .

.

Фактическая толщина опорной плиты с учетом добавки определяется как:

.

Величина прибавки С принимается равной в пределах 1…5 мм.

Напряжение на опору определяется как:

,

где - ускорение свободного падения.

Примем толщину опоры . Тогда площадь опоры

,

где - высота опоры, м.

Следовательно,

,

,

- условие выполняется.

Заключение

Объектом исследования является многоходовый кожухотрубный теплообменный аппарат. Цель работы - спроектировать теплообменный аппарат для охлаждения воздуха водой.

В процессе работы проведены тепловой, конструктивный, поверочный, гидравлический и прочностной расчеты теплообменного аппарата. В результате этих расчетов определены величины передаваемого теплового потока, площадь поверхности теплообмена, коэффициент теплопередачи и все геометрические параметры теплообменника. Выполнен сборочный чертеж теплообменного аппарата.

Основные рассчитанные параметры

· Скорость горячего теплоносителя (вода): 1,0 м/с.

· Скорость воздуха: 8,33 м/с.

· Длина трубки: 2 м.

· Коэффициент теплоотдачи от воды: 3883 Вт/(м²•К).

· Коэффициент теплоотдачи от воздуха: 222 Вт/(м²•К).

· Коэффициент теплопередачи: 206 Вт/(м²•К).

Список использованных источников

теплообменный аппарат гидравлический прочностной

1. Александров, А.А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара. [Текст] / А.А. Александров, Б.А. Григорьев. - М.: Изд. МЭИ, 2003. - 220 с.

2. Борисов, Б.Г. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника. [Текст] / Б.Г. Борисов, К.Б. Борисов, В.А. Горбенко, А.Б. Грачев и др. - М.: Изд. МЭИ, 2004. - 632 с.

3. Иванов, В.Л. Теплообменные аппараты и системы охлаждения газотурбинных и комбинированных установок. [Текст] / В.Л. Иванов, А.И. Леонтьев, Э.А. Манушин, М.И. Осипов. - М.: Изд. МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. - 592 с.

4. Бажан, П.И. Справочник по теплообменным аппаратам. [Текст] / П. И. Бажан; Г.Е.Каневец, В.М.Селиверстов. - М.: Машиностроение, 1989. - 366 с.

5. Михеев, М.А. Основы теплопередачи. [Текст] / М. А. Михеев, И.М.Михеева. - М.: "БАСТЕТ", 2010. - 343с.

6. Савельев, Н.И. Расчет и проектирование кожухотрубчатых теплообменных аппаратов. [Текст] / Н.И. Савельев, П.М. Лукин. - Чебоксары: Изд. Чуваш. ун-та, 2010. - 80 с.

7. Гидроком: инженерное оборудование [Электронный ресурс] // URL: https://www.hycom.ru/ (дата обращения: 30.11.2017).

8. Атон сервис: проектирование и монтаж оборудования [Электронный ресурс] // URL: http://www.aton-service.com/ (дата обращения: 30.11.2017).

9. ГОСТ 18475-82. Трубы холоднодеформированные из алюминия и алюминиевых сплавов. Технические условия. - Введ. 1984-01-01. - М.: Изд-во стандартов, 1993. - 23 с.

10. ГОСТ 12815-80. Фланцы арматуры, соединительных частей и трубопроводов от 0,1 до 20,0 МПа. Типы. Присоединительные размеры и размеры уплотнительных поверхностей. - Введ. 1983-01-01. - М.: Изд-во стандартов, 1982. - 20 с.

11. ГОСТ 12820-80. Фланцы стальные плоские приварные от 0,1 до 2,5 МПа. Конструкция и размеры. - Введ. 1983-01-01. - М.: Изд-во стандартов, 2003. - 12 с.

12. ГОСТ 1050-88. Прокат сортовой, калиброванный, со специальной отделкой поверхности из углеродистой качественной конструкционной стали. - Введ. 1991-01-01. - М.: Изд-во стандартов, 1989. - 30 с.

13. ГОСТ 21631-76. Листы из алюминия и алюминиевых сплавов. Технические условия. - Введ. 1977-07-01. - М.: Изд-во стандартов, 1993. - 46 с.

14. ГОСТ 14249-89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность. - Введ. 1990-01-01. - М.: Изд-во стандартов, 1997. - 73 с.

15. ОСТ 26-2091-93. Опоры горизонтальных сосудов и аппаратов. Конструкция. - Введ. 1993-07-01. - М.: Изд-во стандартов, 1993. - 38 с.

Размещено на Allbest.ru

...