Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ АВТОНОМНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ АКАДЕМИКА С.П.КОРОЛЕВА (НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)» (СГАУ)

Кафедра теплотехники и тепловых двигателей

РАСЧЕТНО-пояснительная записка

к курсовой работе

по теплопередаче

на тему «Расчет теплообменника газотурбинного двигателя замкнутого цикла»

Выполнил: Шаронов В.О.

Группы № 2301

Проверила: Некрасова С.О.

Самара 2014

• Содержание
• Реферат
• Введение
• Задание
• 1. Описание, конструкция теплообменника гтд замкнутого цикла
• 2. Тепловой расчет противоточного рекупкративного теплообменника
• 2.1 Определение температурных условий работы теплообменника
• 2.2 Определение температурных условий работы теплообменника
• 2.3 Определение коэффициентов теплоотдачи
• 2.4 Определение коэффициента теплопередачи
• 2.5 Определение площади поверхности охлаждения
• 3. Гидравлический расчет теплообменника
• 3.1 Гидравлические потери водного потока и требуемая мощность насоса

3.2 Гидравлические потери газового потока и требуемая мощность насоса

Заключение

Список использованных источников

• 
• Реферат
• ТЕПЛООБМЕННИК, ГТД, ЗАМКНУТЫЙ ЦИКЛ, ТЕПЛОНОСИТЕЛЬ, ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ, ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ, КОЭФФИЦИЕНТ ТЕПЛООТДАЧИ, КРИТЕРИЙ РЕЙНОЛЬДСА, КОЭФФИЦИЕНТ ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ, ПЛОЩАДЬ СЕЧЕНИЯ, ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ, МОЩНОСТЬ.
• Объектом исследования является теплообменник-холодильник газотурбинного двигателя замкнутого цикла.
• Цель работы - конструкторский тепловой и гидравлический расчёт теплообменника.
• В процессе работы использована методичка конструкторского теплового и гидравлического расчёта 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.
• Введение
• Аппараты теплообменные предназначены для нагрева и охлаждения жидких и газообразных сред в технологических процессах, теплообмена между технологическими средами с температурой от минус 60до плюс 550. В зависимости от назначения кожухотрубчатые аппараты могут быть теплообменниками, холодильниками, конденсаторами и испарителями.
• Холодильники -для охлаждения различных жидких или газообразных сред пресной, морской воды или хладагентами с температурой охлаждаемой среды в кожухе от 0 до+400и температурой охлаждающей среды в трубах от - 20 до +60. Конденсаторы - для конденсации и охлаждения парообразных сред пресной, морской водой или другими хладагентами с температурой конденсируемой среды в кожухе от 0до 400и температурой охлаждающей среды в трубах от -20 до+60. Испарители- для нагрева и испарения различных жидких сред с температурой греющей и испаряемой сред от минус 30 до плюс 450, для приема, хранения и выдачи жидких и газообразных сред, для систем отопления и горячего водоснабжения, работающих в режиме 70/150, 70/130 и 70/95.
• Теплообменные аппараты изготовляются: по расположению - вертикальными и горизонтальными, и наклонными, в соответствии с требованиями технологического процесса или удобства монтажа.; по числу ходов в трубном пространстве - одноходовыми, двухходовыми, четырехходовыми и шестиходовыми; по компоновке - одинарными и сдвоенными; по материалу основных узлов и деталей - с деталями трубного и межтрубного пространства из коррозионностойкой стали, а межтрубного пространства - из углеродистой стали; с трубами из латуни или алюминиево-магниевого сплава и деталями межтрубного пространства из углеродистой стали.

• Задание
• Выполнить конструкторский тепловой и гидравлический расчёт противоточного теплообменника-холодильника газотурбинной наземной установки замкнутого цикла. Исходные данные в таблице 1:
• Таблица 1 - Исходные данные

Q, кДж	tв',	tв'',	tг',	tг'',	,МПа
4650	15	32	250	37	12


• 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 - Принципиальна схема газотурбинного 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, закреплённых в трубных решётках 2, которые охвачены кожухов 3, снабженными 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. Общий вид некоторых теплообменных кожухотрубчатых аппаратов представлен на рисунке 3.

• 2. Тепловой расчет противоточного рекупкративного теплообменника
• 2.1 Определение температурных условий работы теплообменника
• На основе уравнения теплового баланса, при отсутствии потерь тепла в фазовых переходах теплоносителей (), массовый секундный расход теплоносителей определяется по формуле:
• G-массовый секундный расход, кг/с;
• Q-тепловой поток, Вт;
• ?і- изменение энтальпии, Дж/кг.
• Где -средняя изобарная теплоёмкость, Дж/кг*К;
• -изменение температуры,
• для газа , для воды , єС
• 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:

• єС
• Где температура на входе, єС
• -температура на выходе, єС
• Средняя по длине теплообменника температура газа определяется по формуле:
• Где - среднелогарифмический температурный напор между теплоносителями.
• єС
• По полученным значениям и определяются теплофизические характеристики теплоносителей, которые представлены в таблице 2.
• Таблица 2-Теплофизические характеристики теплоносителей [1].

Параметр	Газ	Параметр	Вода
, K	382,11	,єС	23,5
, кг/мі	0,946	, кг/мі	998,2
, кДж/кгК	1,009	, кДж/кгК	4,182
, Вт/м град	3,21	, Вт/мград	0,59
, мІ/с	33,6	, кДж/кг	83,88
, мІ/с	23,13	, Нс/мІ	122,4
	0,688		7
		p, МПа	0,0024


• 2.3 Определение коэффициентов теплоотдачи
• Коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к воде (жидкости) вычисляется по формуле:
• ,
• - коэффициент теплоотдачи, Вт/м2К
• - диаметр трубки ( = 16…20 мм)
• -коэффициент теплопроводности, Вт/мК
• - критерий Рейнольдса
• - критерий Прандтля
• =1.05 - коэффициент, учитывающий влияние температурного фактора для охлаждаемого газа
• мм
• Коэффициент теплоотдачи от охлаждаемого газа к стенке трубки определяют с учетом числа трубок, по которым он протекает, ориентировочно это число может быть найдено по формуле:
• Где, - плотность газа, кг/мі;
• - скорость газа, (), м/с
• Скорость газа принимается равной 25м/с
• Число трубок округляется до 301
• Определяется значение действительной скорости газа
• Критерий Рейнольдса определяется по формуле:
• Коэффициент теплоотдачи от трубок к охлаждающей воде определяется по формуле:
• Где - диаметр эквивалентный, м;
• =1,05 - коэффициент, учитывающий влияние температурного фактора для нагреваемой воды.
• Определяется проходное (живое) сечение межтрубного пространства по формуле:
• Где -плотность воды, кг/м3
• -скорость воды, (=1…3) м/с
• Скорость воды принимаем равной 2 м/с;
• Внутренний диаметр кожуха определяется по формуле:
• м
• Где - толщина стенки трубы, ( = 1…4) мм
• Толщину стенки трубы принимаем равной 1мм
• На схеме трубной доски размещаются отверстия под трубки с шагом:
• = (1,25…1,3) или

• Шаг должен быть не меньше минимального шага:
• = (1,23…1,28)=1,25•0,018=0,023 м
• Так как шаг не удовлетворяет этому условию, то его надо увеличить и, определив вновь диаметр кожуха , оценить новое значение скорости воды в межтрубном пространстве, используя формулы:
• Вновь полученная скорость должна быть не менее 0,5 м/c. В нашем случае скорость воды удовлетворяет этому условию.
• Число Рейнольдса для воды определим из соотношения:
• где
• Коэффициент теплоотдачи определяется по формуле:
• Здесь - коэффициент, учитывающий влияние температурного фактора для нагреваемой воды.

Схема расположения труб в трубной решетке представлена на рисунке 3.

Рисунок 3 - Схема расположения труб в трубной решетке

2.4 Определение коэффициента теплопередачи

Коэффициент теплопередачи определяется по формуле:

При вычислении необходимо соблюдать следующие правила:

если ?г>?в то dср=dнар,

если ?г=?в то dср=(dвн+dнар)/2,

если ?г<?в то dср=dвн.

При малой толщине стенки трубки можно воспользоваться соотношением для плоской стенки.

Выбираем материал трубок - сталь (ст = 45 Вт/мК)

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

Таким образом, можно воспользоваться еще более простым соотношением: рекуперативный теплообменник гидравлический насос

2.5 Определение площади поверхности охлаждения

Определение площади поверхности охлаждения производим по основному выражению для теплопередачи

,

Откуда

Зная площадь, нетрудно определить длину труб

Остальные размеры теплообменника (рис. 4) определяются с учетом правильного устройства подводящих каналов для прохода воды. Скорости теплоносителя в подводящем коллекторе и штуцере должны быть примерно равны.



Рисунок 4 - Основные размеры подводящих устройств теплообменника.

В этом случае их подводящие сечения связаны между собой равенством

,

т.е. .

Здесь ;

площадь сечения

Округлив значение (в сторону увеличения), определяем размеры подводящих каналов:

ширина кольцевого коллектора



высота кольцевого коллектора

высота круглого подхода к трубкам

диаметр наружного кожуха кольцевого канала (коллектора)

.



3. Гидравлический расчет теплообменника

3.1 Гидравлические потери водного потока и требуемая мощность насоса

Выбираем теплообменник в соответствии с ГОСТ 15122-79

Режим потока водного потока турбулентный, следовательно, коэффициент:

Тогда потери обусловленные сопротивлением трения.

Найдем общую длину, которую проходит вода по теплообменнику:

Тогда:

Потери из-за трения в штуцере, штуцер имеет длину в 0,24 метра:

местные потери давления:

где

Затраты обусловленные ускорением воды по каналу (штуцеру) и преодоление самотяги:

Вытекая из штуцера жидкость, терпит внезапное расширение, рассчитаем потери: учтем для упрощения расчетов, что по штуцеру равномерное распределение скоростей, в противном случае надо обязательно знать закон этого распределения. Течение турбулентное.

Расчет коэффициента местного сопротивления удару:

;

- площадь узкого сечения;

- площадь широкого сечения;

Площадь широкого сечения в данном случае гораздо больше площади сечения штуцера, в этом следствии примем отношение площадей примерно равным 0. Тогда значение коэффициента местного сопротивления удару примем 0,98.

Рассчитаем значение коэффициента при вихреобразовании

где - гидравлический диаметр широкого сечения;

- длина вихря образовывающегося за изменением геометрии;

связи с тем, что скорость жидкости сравнительно не высока.

Суммарный коэффициент равен:

тогда гидравлическая потеря:

Гидравлическая потеря на внезапное сужение:

Площадь широкого сечения в данном случае гораздо больше площади сечения штуцера, в этом следствии примем отношение площадей примерно равным 0. Найдем коэффициент местного сопротивления при турбулентном потоке:



где - длина прямолинейного участка после сужения, примем такую же длину что и штуцер 0,24м

=0,2 м диаметр узкого сечения, примем его диаметр, как и у штуцера.

Суммарный коэффициент:

тогда:

Суммарные потери:

Необходимая мощность водяного насоса:

кВт

Рекомендуемый насос:

Центробежный насос Calpeda NM 50M/D/A

Технические характеристики
Расход, м3/ч	54
Давление, м.в.ст.	51,3
Мощность, кВт	15
Обороты в минуту	2900
Напряжение 380 В	Да
Входной патрубок, мм	65
Выходной патрубок, мм	50
ДхШхВ, см	75х26х42
Вес, кг	151

3.2 Гидравлические потери газового потока и требуемая мощность насоса

Режим потока газового потока турбулентный, следовательно, коэффициент

Тогда потери обусловленные сопротивлением трения.

Найдем общую длину, которую проходит газ по теплообменнику:

тогда:

местные потери давления:

где

формула выбрана по причине того что пучки труб расположены в шахматном порядке.

Затраты обусловленные ускорением газа по каналу () и преодоление самотяги:

На входе воздух попадает в расширяющийся канал (диффузор), потери давления на входе можно рассчитать:

Найдем коэффициент сопротивления диффузора:

(коэффициент неравномерности) равен нулю, так как перед профилем нет прямой перегородки.

,

где: ,

где угол альфа, удвоенный угол расширения (сужения) диффузора (конфузора).



- площадь широкого сечения;

- площадь узкого сечения;

зададимся, что к теплообменнику подводят и отводят трубу диаметром 200мм;

угол расширения , тогда альфа .

тогда:

тогда:

Вычислим :

по таблице для заданных параметров Ф=0,88

по диаграмме m=1,92

получим:



Суммарный коэффициент:

Тогда гидравлические потери:

На выходе газ попадает в конфузор, для нахождения потерь давления на сужающимся участке определим коэффициент :

где , а коэффициент сужения конфузора;

тогда:

потери давления в конфузоре с углом сужения в крайне незначительны, ими можно пренебречь.

По длине теплообменника, для равномерного распределения газа по сечению устанавливаются перегородки. Для длины теплообменника в 6 метров установим 18 перегородок. Воздух, огибая каждую перегородку, будет совершать по два поворота на каждой перегородке, при этом теряя давление.

Рассчитаем потерю давления на одном повороте:



Вычислим коэффициент сопротивления при повороте:

, где L- длина колена.

;

где - угол поворота, - диаметр трубы, по которому течет газ/жидкость,

- радиус оси потока на препятствии.

Пусть длина перегородки

Тогда ,

где n-количество перегородок,

- длина теплообменника,

- длина перегородки.

тогда:

коэффициент :

значение по таблице для заданных параметров 1, так как угол ;

;

значение по диаграмме 1,15;

тогда:

Суммарный коэффициент:

Тогда потеря давления на одном повороте:

Па

отсюда следует, что для 18 перегородок потеря давления будет равняться:

Па.

Суммарные потери:

.

Необходимая мощность воздушного насоса:



кВт

Рекомендуемый насос:

Вихревая воздуходувка Seko BL620002040

Технические характеристики
Расход, м3/ч	200
Избыточное давление, мбар	400
Мощность, кВт	4
Входной патрубок, мм	50
Выходной патрубок, мм	50
Уровень шума на входе, дБ	73
ДхШхВ, см	53х43х43
Вес, кг	54



Заключение

В данной курсовой работе был произведен тепловой и гидравлический расчет противоточного рекуперативного теплообменника для газотурбинной наземной установки замкнутого цикла. В результате расчёта параметры холодильника следующие: температура воды на входе 150 после отбора тепла от воздушного потока температура жидкости становится 470 . Температура воздуха на входе 2500 после отдачи тепла воздух имеет температуру 520. При этом скорость воздуха 10,763 м/с, а скорость жидкости достигает 0,775м/с.

Геометрические параметры теплообменника следующее: диаметр кожуха 292,5мм, диаметр коллектора 417,5мм, количество трубок 127, диаметр трубок мм, при толщине стенки в 1 мм. Длина теплообменника 6,37м, диаметр входных труб 150 мм, расширение /сужение на входе/выходе из теплообменника имеет значение 450, длина штуцера 0,23м, диаметр штуцера 250мм,длина выходной трубы 0,23м, диаметр 250 мм. Количество трубок 22 штук.

Полный перепад давления, необходимый при движении жидкости через теплообменник составил Па и газа через теплообменник составил Па; мощность, затрачиваемая на перемещение теплоносителя через межтрубное пространство для воды 12,62 кВт и для газа 19,24 кВт.



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

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

Размещено на Allbest.ru

...