Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

имени академика С. П. КОРОЛЕВА

Факультет авиационных двигателей и энергетических установок

Кафедра теплотехники и тепловых двигателей

РАСЧЕТНО-пояснительная записка

к курсовой работе по тепломассообмену на тему

“Расчет теплообменника газотурбинного двигателя замкнутого цикла ”

Вариант №18

Выполнил: Пономарева К.В. группа 2302

Проверил: Угланов Д.А.

Оценка:

Дата:

Самара 2011

ЗАДАНИЕ

Выполнить конструкторский тепловой и гидравлический расчет противоточного теплообменника-холодильника газотурбинной наземной установки замкнутого цикла. Исходные данные приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Исходные данные

Реферат

Курсовая работа

Пояснительная записка: 18 с, 4 рисунков, 2 таблицы, 5 источников.

ТЕПЛООБМЕННИК, ГТД, ЗАМКНУТЫЙ ЦИКЛ, ТЕПЛОНОСИТЕЛЬ, ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ, ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ, КОЭФФИЦИЕНТ ТЕПЛООТДАЧИ, КРИТЕРИИЙ РЕЙНОЛЬДСА, КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ, ПЛОЩАДЬ СЕЧЕНИЯ, ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ, МОЩНОСТЬ.

Объектом исследования является теплообменник-холодильник газотурбинного двигателя замкнутого цикла.

Цель работы - конструкторский тепловой и гидравлический расчет теплообменника.

В процессе работы использована методика конструкторского теплового и гидравлического расчета противоточного теплообменника-холодильника газотурбинной наземной установки замкнутого цикла.

В результате работы определено, что выбор оптимальных форм и размеров поверхности нагрева теплообменника оказывает влияние на соотношение между поверхностью теплообмена и расходом энергии на движение теплоносителей.

Эффективность работы заключается в выборе исходных конструктивных соотношений для компоновки теплообменника, в определении площади рабочей поверхности теплообменника и его основных размеров, потерь давления теплоносителя при прохождении его через аппарат, затрат мощности на прокачку холодного теплоносителя.

• СОДЕРЖАНИЕ
• ВВЕДЕНИЕ
• 1. Описание, конструкция и принцип работы теплообменника ГТД замкнутого цикла
• 2. Тепловой расчет противоточного рекуперативного теплообменника
• 2.1 Определение массовых секундных расходов теплоносителей
• 2.2 Определение температурных условий работы теплообменника
• 2.3 Определение коэффициентов теплоотдачи
• 2.4 Определение коэффициентов теплопередачи
• 2.5 Определение площади поверхности охлаждения
• 3. Гидравлический расчет теплообменника
• ЗАКЛЮЧЕНИЕ
• СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

Теплообменник, теплообменный аппарат -- устройство, в котором осуществляется передача теплоты от горячего теплоносителя к холодному (нагреваемому). Теплоносителями могут быть газы, пары, жидкости. В зависимости от назначения теплообменные аппараты используют как нагреватели и как охладители. Применяется в технологических процессах нефтеперерабатывающей, нефтехимической, химической, газовой и других отраслях промышленности, в энергетике и коммунальном хозяйстве.

Теплообменники по способу передачи теплоты подразделяют на поверхностные, где отсутствует непосредственный контакт теплоносителей, а передача тепла происходит через твёрдую стенку, и смесительные, где теплоносители контактируют непосредственно. Поверхностные теплообменники в свою очередь подразделяются на рекуперативные и регенеративные, в зависимости от одновременного или поочерёдного контакта теплоносителей с разделяющей их стенкой.

Рекуперативный теплообменник -- теплообменник, в котором горячий и холодный теплоносители движутся в разных каналах, в стенке между которыми происходит теплообмен. При неизменных условиях параметры теплоносителей на входе и в любом из сечений каналов, остаются неизменными, независимыми от времени, т.е процесс теплопередачи имеет стационарный характер. Поэтому рекуперативные теплообменники называют также стационарными.

В зависимости от направления движения теплоносителей рекуперативные теплообменники могут быть прямоточными при параллельном движении в одном направлении, противоточными при параллельном встречном движении, а также перекрестноточными при взаимно перпендикулярном движении двух взаимодействующих сред.

Наиболее распространённые в промышленности рекуперативные теплообменники:

· Кожухотрубные теплообменники,

· Элементные (секционные) теплообменники,

· Двухтрубные теплообменники типа "труба в трубе",

· Витые теплообменники,

· Погружные теплообменники,

· Оросительные теплообменники,

· Ребристые теплообменники,

· Спиральные теплообменники,

· Пластинчатые теплообменники,

· Пластинчато-ребристые теплообменники,

· Графитовые теплообменники.

1. ОПИСАНИЕ, КОНСТРУКЦИЯ ТЕПЛООБМЕННИКА ГТД ЗАМКНУТОГО ЦИКЛА

Принципиальная схема газотурбинной установки регенеративного цикла с промежуточным охлаждением газа в теплообменнике-холодильнике представлена на рисунке 1. Схема газотурбинного регенеративного цикла включает в себя: 1 - реактор; 2 - турбина; 3 - компрессор; 4 - электрогенератор; 5 - теплообменник; 6 - холодильник; 7 - регенератор.

Рисунок 1 - Принципиальная схема газотурбинного регенеративного цикла с промежуточным охлаждением газа

• Конструктивная схема теплообменника представлена на рисунке 2.
• Рисунок 2 - Конструктивная схема холодильника
• Холодильник представляет собой кожухотрубчатый теплообменник, расположенный горизонтально. Теплопередающая поверхность его образована пучком труб 1, закрепленных в трубных решетках 2, которые охвачены кожухом З, снабженным днищами 4 и патрубками 5 для входа и выхода газа и охлаждающей воды. Таким образом, получаются две полости, разделенные стенками труб: трубное пространство, по которому движется горячий газ (воздух) и межтрубное пространство, по которому движется охлаждающая вода.
• 2 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРОТИВОТОЧНОГО РЕКУПЕРАТИВНОГО ТЕПЛООБМЕННИКА
• 2.1 Определение массовых секундных расходов теплоносителей
• На основе уравнения теплового баланса, при отсутствии потерь тепла в фазовых переходов теплоносителей (Q = Gг iг = Gв iв ), массовый секундный расход теплоносителей определяется по формуле:
• теплообменник охлаждение расход рекуперативный
• , (2.1)
• где G - массовый секундный расход, кг/с;
• Q - тепловой поток, Вт;
• i - изменение энтальпии, Дж/кг.
• , (2.2)
• где - средняя изобарная теплоёмкость, Дж/кгК;
• t - изменение температуры, (для газа , для воды ) С.
• Температурные условия работы теплообменника, необходимые для вычисления массовых секундных расходов теплоносителей, и значения массовых секундных расходов теплоносителей определены в пункте 2.2.
• 2.2 Определение температурных условий работы теплообменника
• Средняя по длине теплообменника температура воды определяется по формуле:
• , (2.3)
• где - температура на входе, С;
• - температура на выходе, С.
• Средняя по длине теплообменника температура газа определяется по формуле:
• , (2.4)
• где tср - среднелогарифмический температурный напор между теплоносителями.
• (2.5)
• По полученным значениям tср в и tср г определяются теплофизические характеристики теплоносителей, которые представлены в таблице 2.
• Таблица 2 - Теплофизические характеристики теплоносителей [ 1 ].

Параметр	Газ	Параметр	Вода
T, К	386	t, C	25
, кг/м 3	0,898	, кг/м 3	996,9
cp , кДж/кгК	1,009	cp , кДж/кгК	4,178
, Вт/мК	3,3410 -2	, Вт/мК	0,611
а, м/с 2	36,810 -6	i, кДж/кг	104,77
0 , м/с 2	25,4510 -6	, Нс/м 2	102,110 -5
Pr	0,686	Pr	6,21
___	___	р, МПа	0,0034

• ;
• .
• 2.3 Определение коэффициентов теплоотдачи

Коэффициент теплоотдачи от охлаждаемого газа к стенке трубки определяется по формуле:

, (2.6)

где г - коэффициент теплоотдачи, Вт/м 2К;

dвн - диаметр трубки, (dвн = 0,008 … 0,012) м;

г - коэффициент теплопроводности, Вт/мК;

Re - критерий Рейнольдса;

Pr - критерий Прандтля;

г = 1,05 - коэффициент, учитывающий влияние температурного фактора для охлаждаемого газа.

Диаметр трубки принимается равным 10 мм.

Коэффициент теплоотдачи от охлаждаемого газа к стенке трубки определяется с учетом числа трубок, по которым он протекает.

Число трубок, по которым протекает охлаждаемый газ, определяется по формуле:

, (2.7)

где г - плотность газа, кг/м 3;

г - скорость газа, (г = 15 … 30) м/с.

(2.8)

Скорость газа принимается равной 20 м/с.

.

Число трубок округляется до 154.

Определяется значение действительной скорости газа:

Полученная скорость отличается на 0,4 % от рекомендованной, что удовлетворяет погрешности 10 %.

Критерий Рейнольдса определяется по формуле:

, (2.9)

где г - коэффициент кинематической вязкости газа, м 2/с.

;

;

.

Коэффициент теплоотдачи от трубок к охлаждающей воде определяется по формуле:

,

где dэкв - диаметр эквивалентный, м;

в =1,05 - коэффициент, учитывающий влияние температурного фактора для нагреваемой воды.

Определяется проходное (живое) сечение межтрубного пространства по формуле:

, (2.10)

где в - плотность воды, кг/м 3;

в - скорость воды, (в = 1 … 3) м/с.

Скорость воды принимается равной 2 м/с.

.

Внутренний диаметр кожуха определяется по формуле:

; (2.11)

, (2.12)

где - толщина стенки трубы, ( = 0,002 … 0,004), м.

Толщина стенки трубы принимается равной 3 мм.

.

На схеме трубной доски размещаются отверстия под трубки с шагом:

.

Шаг должен быть не меньше минимального шага:

.

Принимается шаг равный 0,016 м.

;

;

;

.

Схема расположения труб в трубной решетке представлена на рисунке 3.

Рисунок 3 - Схема расположения труб в трубной решетке

2.4 Определение коэффициентов теплопередачи

Коэффициент теплопередачи определяется простым соотношением по формуле:

(2.13)

При вычислении среднего диаметра необходимо соблюдать следующие правило: так как г < в , то dср = dвн = 0,01 м.

При малой толщине стенки трубки (теплопроводность ст = 45,0 Вт/мК) можно воспользоваться соотношением для плоской стенки.

Если при этом dнар /dвн < 1,8, то погрешность расчета не превышает 3-5%. Коэффициент Rзаг , учитывающий загрязнение стенок в ходе эксплуатации теплообменника, снижает обычно коэффициент теплопередачи на 20 - 30%.

.

Таким образом, коэффициент теплопередачи определяется по формуле:

, (2.14)

где - толщина стенки, м;

ст - теплопроводность стенки, Вт/мК.

.

2.5 Определение площади поверхности охлаждения

Площадь поверхности охлаждения определяется по основному выражению теплопередачи:

(2.15)

Откуда

.

Определяется длина труб по формуле:

. (2.16)

Остальные размеры теплообменника определяются с учетом устройства подводящих каналов для прохода воды. Основные размеры подводящих устройств холодильника представлены на рисунке 4.

Рисунок 4 - Основные размеры подводящих устройств холодильника

Скорости теплоносителя в подводящем коллекторе и штуцере должны быть примерно равны. В этом случае их подводящие сечения связаны между собой равенством:



То есть

Выполняется определение размеров подводящих каналов.

Определяется площадь сечения:

Откуда

Полученное значение округляется (в сторону увеличения) до ближайшего стандартного. Принимается dшт= 0,16 м.

Определяется ширина кольцевого коллектора по формуле:

(2.17)

Определяется высота кольцевого коллектора по формуле:

(2.18)

Определяется высота круглого подхода к трубкам по формуле:

 (2.19)

Определяется диаметр наружного кожуха кольцевого канала (коллектора) по формуле:

(2.20)

3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА

Основной задачей гидромеханического расчета является определение потери давления теплоносителя при прохождении его через аппарат.

Полный перепад давления, необходимый при движении жидкости или газа через теплообменник, определяется по формуле:

, (3.1)

где - суммарные потери сопротивления трения на всех участках, МПа;

- местные потери давления, МПа;

- потери, обусловленные ускорением потока в канале, МПа;

- затраты на преодоление самотяги, МПа.

В нашем случае учтем первые три вида потерь.

Суммарные потери сопротивления трения определяются по формуле:

, (3.2)

где m - коэффициент сопротивления трения.

Так как - турбулентное движение среды (воды).

Местные потери давления определяются по формуле:

, (3.3)

где MC - коэффициент местного сопротивления (для каналов MC = 0,01 … 0,05).

Потери, обусловленные ускорением потока в канале, определяются по формуле:

, (3.4)

где nкан - число подводящих воду каналов (штуцеров);

dкан - диаметр подводящих воду каналов (dкан = dшт), м

Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства определяется по формуле:

, (3.5)

где - потери по длине трубок;

- потери на местных сопротивлениях.

, (3.6)

где - коэффициент сопротивления трения.

, (3.7)

где - коэффициент потерь в межтрубном пространстве;

вх = 0,5; вых = 1.

Гидравлическое сопротивление подводящих каналов должно быть меньше гидравлического сопротивления межтрубного пространства.

Мощность, затрачиваемая на перемещение теплоносителя через межтрубное пространство, определяется по формуле:

, (3.8)

где = 0,7…0,8.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной курсовой работе был произведен тепловой и гидравлический расчет противоточного рекуперативного теплообменника для газотурбинной наземной установки замкнутого цикла. Для заданных параметров рабочего тела определены оптимальные размеры рекуператора, которые соответствуют минимальным значениям суммарных потерь тепловой мощности. Согласно тепловому расчету рабочая поверхность теплообменника составила 16,58 кв. метров, оптимальный диаметр кожуха теплообменника - 0,21 метра, оптимальная длина труб - 4,02 метра.

Полный перепад давления, необходимый при движении жидкости или газа через теплообменник составил 31747,87 Па; мощность, затрачиваемая на перемещение теплоносителя через межтрубное пространство - 1592,2 Вт.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Толстоногов А.П. Расчет теплообменника газотурбинного двигателя замкнутого цикла: методическое указание/ составитель А.П. Толстоногов. - Куйбышев: КуАИ, 1984. - 16 с.

2. Петунин Б.В. Теплоэнергетика ядерных установок. - М. - Л.: Атомиздат, 1960.

3. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. - М.: Госэнергоиздат, 1962.

4. Алами Р., Ажерон П. Отвод и преобразование тепла в ядерных реакторах. - М. - Л.: Госатомиздат, 1961.

5. Берман С.С. Теплообменные аппараты и конденсационные устройства турбоустановок. - М.: Машгиз, 1959.

Размещено на Allbest.ru

...