Филиал ФГБОУ ВПО УГНТУ в г.Стерлитамаке

Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Содержание

1. Введение	4
2. Цель курсовой работы	4
3. Требования к содержанию и оформлению пояснительной записки	5
3.1. Содержание пояснительной записки	5
3.2. Рекомендации к оформлению курсовой работы	5
4. Исходные данные к курсовым работам	7
5. Основы инженерных тепловых и компоновочных расчётов теплообменных аппаратов	15
5.1 Основные понятия и определения процессов переноса теплоты	15
5.2. Основные положения теплопроводности; гипотеза Фурье	15
5.3. Основные положения конвективной теплоотдачи	17
5.4. Основные положения теплового и компоновочного расчётов теплообменных аппаратов	22
6. Заключение	27
7. Приложения	28
7.1. Примеры тепловых и компоновочных расчётов теплообменных аппаратов	28
7.1.1. Курсовая работа №1	28
7.1.2. Курсовая работа №2	35
7.1.3. Курсовая работа №3	40
7.1.4. Курсовая работа №4	47
7.2. Справочные материалы	54
Список рекомендуемой литературы	67

Введение

1.1. Настоящее Методическое пособие ориентировано на студентов, изучающих начальный курс дисциплины “ Тепло- и массообменные процессы и аппараты технологических систем”.

Выбор предложенных тем курсовой работы определяется чрезвычайно широким распространением теплообменных аппаратов в промышленности и науке. К ним относятся, например, радиаторы систем охлаждения транспортных двигателей, конденсаторы и котельные установки паровых турбин, теплообменники газотурбинных установок перекачки газа, теплообменные аппараты холодильных установок.

Пособие содержит относительно полную информацию, необходимую для выполнения тепловых и компоновочных расчётов широко распространённых теплообменных аппаратов. Для выполнения курсовой работы студент должен уметь использовать уравнение теплоотдачи Ньютона – Рихмана, одномерное уравнение теплопроводности плоской многослойной стенки, уравнение теплопередачи. Студент должен иметь представление о теории подобия и уметь определять коэффициенты теплоотдачи при течении жидкости и газа, а также при конденсации насыщенного пара на трубах и в каналах теплообменных аппаратов.

1.2. В Пособии приведены:

- образцы заданий на курсовые работы;

- варианты исходных данных для курсовых работ;

- примеры тепловых и компоновочных расчётов четырёх различных по конструкции типов теплообменных аппаратов. Приведенные расчёты выполнены для теплообменников, работающих либо на двух жидких теплоносителях либо для теплообменных аппаратов, в которых один из теплоносителей – влажный насыщенный пар, а второй – охлаждающая жидкость.

В приложении Пособия приведены справочные данные по теплофизическим свойствам теплоносителей, эскизы конструкций широко применяемых промышленных теплообменных аппаратов, а в примерах курсовых работ имеются необходимые для выполнения расчётов зависимости и ссылки на литературные источники информации.

Цель курсовой работы

2.1. Закрепление полученных студентами теоретических знаний о распространении тепла в пространстве конвекцией, теплопроводностью и при теплопередаче.

2.2. Приобретение практических навыков в расчётах коэффициентов теплоотдачи при течении жидкостей и газов, а также при конденсации влажного насыщенного пара в теплообменных аппаратах.

2.3. Обучение правилам и приёмам использования теории подобия в гидродинамических и тепловых процессах.

2.4. Освоение методов расчёта теплообменных аппаратов.

2.5. Закрепление знаний в области устройства теплообменных аппаратов.

3. Требования к содержанию и оформлению пояснительной записки

3.1. Содержание пояснительной записки к курсовой работе должно включать литературный обзор предложенного теплообменного аппарата, описание теплового баланса теплоносителей и описание всех тепловых процессов, из которых состоит теплопередача в рассчитываемом теплообменном аппарате.

Уравнения теплопроводности через многослойную или однослойную стенку (в зависимости от исходных данных к курсовой работе), а также уравнения конвективной теплоотдачи необходимо снабдить комментариями с указанием подходов к определению коэффициентов, определяющих процессы переноса теплоты. Дать описание критериев подобия, используемых для определения коэффициентов теплоотдачи при течении жидкости и при конденсации влажного насыщенного пара. Отметить значимость теории подобия при выполнении расчётов переноса теплоты в пространстве.

Дать комментарии к определению и физической сути среднелогарифмического температурного напора теплообменного аппарата.

Пояснительная записка к курсовой работе должна содержать описание особенностей конструкции рассчитываемого теплообменного аппарата и анализ возможности его совершенствования.

3.2. Рекомендации к оформлению курсовой работы:

Описание выполненных расчётов в пояснительной записке к курсовой работе желательно привести в последовательности, изложенной в примерах расчётов.

При расчёте каждой искомой величины необходимо приводить расчётную зависимость, числовые значения входящих в неё величин и единицу измерения.

Для оценки правильности выбранных расчётных зависимостей и оценки точности выполненных расчётов рекомендуется составить таблицу полученных результатов расчётов и в этой таблице привести собственные результаты и результаты, приведенные в примере расчёта. Допускается заносить в таблицу результаты расчётов, полученные только лишь в последнем приближении.

Пояснительную записку оформить на бумаге формата А4 в соответствии с требованиями к текстовым документам. Расчёты могут выполняться с помощью компьютера с использованием любого программного модуля - BASIC, FORTRAN, MathCad и т.д.

Эскизы теплообменного аппарата и фрагментов его конструкции выполнить карандашом на бумаге формата А4 или же в любом графическом пакете - Нуреr Mesh, AGrapher, MathCad, AutoCAD и т.д. На эскизах теплообменника показать направление движения теплоносителей, проставить наиболее характерные размеры матрицы, габаритные и присоединительные размеры теплообменного аппарата.

Исходные данные к курсовым работам

Образец задания на курсовую работу №1

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

УФИМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЯНОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Безразмерный комплекс (Re)

Re = w*l/ν = w*l*ρ/µ

Называют числом Рейнольдса.

В это соотношение входят:

w – скорость текучей среды;

ν и µ - коэффициенты кинематической и динамической вязкости жидкости (газа) соответственно.

Число Рейнольдса представляет собой отношение сил инерции, действующих в жидкости (газе), к силам вязкости. Это число достаточно полно характеризует режим течения жидкости.

Безразмерную величину

Pr = µ*c_p/λ,

в которой с_p – удельная массовая теплоёмкость текучей среды, называют числом Прандтля. Это число состоит только лишь из физических параметров жидкости (газа) и потому и само число Прандтля представляет собой физическую характеристику вещества.

5.3.2.2. Пример использования теории подобия.

Следует иметь в виду, что весьма сложная математическая модель описания конвективной теплоотдачи в общем случае не позволяет выполнить точное моделирование всех процессов. Поэтому в курсовой работе используются упрощенные приёмы теории подобия.

Пусть необходимо вычислить коэффициент теплоотдачи при течении воды в трубках водяного подогревателя. Массовый расход воды равен G = 16670кг/час, её плотность – ρ = 1000кг/м³, температура воды t = 110°С. Площадь сечения всех трубок теплообменника равна f = 0,00507м², а внутренний диаметр одной трубки – d = 13,2мм.

Определяем число Рейнольдса при течении воды в трубках (для идентификации режима течения жидкости и установления динамического условия однозначности).

Re = w*d/ν,

где w = G/(ρ*f) = 16670/(3600*1000*0,00507) = 0,913м/с – скорость течения воды в трубках.

По таблице №1 приложения методического пособия определяем кинематический коэффициент вязкости воды при температуре t = 110°С – ν = 0,27210^-6м²/c и число Прандтля воды – Pr = 1,6.

Тогда, число Рейнольдса

Re = 0,913*0.0132/0,27210^-6м² = 44300

При таком числе Рейнольдса наблюдается развитое турбулентное течение воды и потому влиянием естественной конвекции на теплоотдачу можно пренебречь. Такой физической модели течения воды соответствует критериальная зависимость для определения теплоотдачи [4]

Nu = 0,021*Re^0,8*Pr^0,43

В этой зависимости использовано среднее по длине трубы значение числа Нуссельта и, следовательно, в результате будет получено среднеинтегральное значение коэффициента теплоотдачи. Кроме того, эта зависимость не учитывает переменность свойств капельной жидкости в зависимости от температуры. Это следует иметь в виду, т.к. эти факторы различают реальную физическую модель и условия эксперимента.

Итак, Nu = 0,021*44300^0.8*1,6^0.43 = 134

и коэффициент теплоотдачи

α = Nu*λ/d = 134*0,685/0,0132 = 6950Вт/(м²*°С)

В этой зависимости λ = 0,685Вт/(м*°С) – коэффициент теплопроводности воды (таблица №1, Приложение).

Итак, приведен пример, который наглядно показывает, насколько существенно теория подобия упрощает расчёты конвективной теплоотдачи.

5.4. Основные положения теплового и компоновочного расчётов теплообменных аппаратов.

5.4.1. Основные понятия и определения, формулировка задачи.

В предлагаемых курсовых работах расчёту подлежат теплообменные аппараты (или теплообменники), называемые рекуператорами. Рекуператоры – это теплообменники, в которых две текучие среды, имеющие разные температуры, обмениваются теплотой через разделяющую их стенку. Эти среды - теплоносители - могут быть как жидкими, так и газообразными веществами. В процессе переноса теплоты они могут сохранять, но могут и изменять своё фазовое состояние – в теплообменном аппарате может происходить процесс кипения жидкости или процесс конденсации газа.

Процессы в теплообменных аппаратах могут происходить как стационарные, так и нестационарные – неустановившиеся. В предлагаемых курсовых работах рассматриваются стационарные рекуператоры.

В рекуперативных теплообменниках процесс распространения теплоты в пространстве осуществляется теплопередачей. Каждый из двух текучих теплоносителей при движении в теплообменнике обменивается теплотой с его стенкой в результате конвективной теплоотдачи, а через стенку теплота распространяется теплопроводностью. Таким образом, одно из уравнений, описывающих процесс распространения теплоты в рекуператоре – это уравнение теплопередачи.

Понятно также, что при распространении теплоты в рекуператоре один из теплоносителей отдаёт тепло, а второй именно это количество тепла воспринимает. Отсюда следует, что вторым уравнением для расчёта теплообменного аппарата должно служить уравнение теплового баланса.

Таким образом, тепловой расчёт рекуператора сводится к совместному решению уравнений теплового баланса и теплопередачи.

5.4.2. Уравнение теплового баланса

В теплообменных аппаратах, как правило, изменение давления по ходу движения теплоносителя невелико. Так проектируют теплообменники из-за стремления уменьшить расходы энергии на их эксплуатацию. В то же время, из курса “Термодинамики” известно, что в изобарном процессе (давление теплоносителя неизменно) подведенная (отведенная) теплота изменяет энтальпию теплоносителя

dQ = G*di

В этом уравнении

Q – тепловой поток (Дж/c);

G – массовый расход теплоносителя (кг/с);

i – удельная энтальпия теплоносителя (Дж/кг).

Интегрируя это уравнение, получим для всего процесса теплопередачи

Q = G*(i'' - i').

Здесь и далее обозначения параметров со штрихом относятся к параметрам теплоносителя перед теплообменником (на входе), а с двумя штрихами – после теплообменника (на выходе).

Так как в теплообменном аппарате теплота от горячего теплоносителя воспринимается холодным теплоносителем, то уравнение теплового баланса запишется так:

Q = G₁*(i'₁ – i''₁) = G₂*(i''₂ - i'₂).

Здесь и далее подстрочный индекс 1 относится к параметрам горячего теплоносителя, а индекс 2 – к параметрам холодного теплоносителя.

Полагая, что удельная массовая теплоёмкость теплоносителя величина неизменная и используя известное из “Термодинамики” соотношение

i = c_p*t,

получим

C₁/C₂ = (t''₂ - t'₂)/(t'₁ - t''₁)

В этом уравнении С₁= G₁*с_p1 и С₂= G₂*с_p2 – полная теплоёмкость массового расхода теплоносителя или его водяной эквивалент.

Последнее уравнение показывает, что отношение изменений температур однофазных теплоносителей в теплообменнике обратно пропорционально отношению водяных эквивалентов теплоносителей. Для случая однофазных теплоносителей уравнение теплового баланса используется в приведенном виде.

Для случая, когда один из теплоносителей претерпевает в теплообменнике фазовый переход от степени сухости 1 до степени сухости пара 0 (при полной конденсации насыщенного влажного пара), уравнение теплового баланса принимает следующий вид:

Q = G₁*r = G₂*c_p2*(t''₂ - t'₂),

где r – скрытая теплота парообразования теплоносителя.

5.4.3. Уравнение теплопередачи

Из самого определения процесса теплопередачи ясно, что уравнение теплопередачи должно быть получено совместным решением двух уравнений конвективной теплоотдачи и уравнения распространения тепла через плоскую стенку. В некоторых курсовых работах следует использовать уравнение теплопроводности многослойной стенки (для учета загрязнений и других отложений на поверхностях стенки).

Решение этой системы уравнений в дифференциальной форме имеет вид [4]

dQ = k*Δt*dF

В этом уравнении:

Q – тепловой поток (Вт);

k –коэффициент теплопередачи (Вт/(м²*К));

Δt – локальный температурный напор на элементарном участке поверхности теплообмена dF.

Коэффициент теплопередачи определяется по зависимости

k = 1/(1/α₁ + R + 1/α₂),

где α₁ и α₂ – коэффициенты теплоотдачи горячего и холодного теплоносителей,

R – термическое сопротивление многослойной (однослойной) стенки.

Понятно, что для определения общего теплового потока (теплопроизводительности теплообменника) необходимо проинтегрировать это уравнение. Коэффициент теплопередачи изменяется в теплообменных аппаратах, как правило, незначительно и, поэтому, при интегрировании уравнения теплопередачи его принимают постоянным. А вот локальный температурный напор изменяется вдоль теплопередающей поверхности значительно. Поэтому, уравнение теплопередачи в расчётах используется в несколько изменённом виде, путём применения среднеинтегрального температурного напора. Понятно, для того, чтобы проинтегрировать температурный напор по площади поверхности теплообмена, необходимо предварительно определить закон изменения напора вдоль по поверхности. Изменение температурного напора вдоль по поверхности теплообмена рекуператора зависит от схемы движения теплоносителей и от соотношения водяных эквивалентов теплоносителей. Схемы движения теплоносителей прямоточного и противоточного теплообменников, а также схема для расчёта среднеинтегрального по поверхности теплообмена температурного напора приведены на рисунках.

t, °C

Fотносит

С₁ < С₂

С₁ > С₂

Изменение температуры теплоносителей в противоточном рекуператоре

Fотносит

t, °C

С₁ < С₂

С₁ > С₂

Изменение температуры теплоносителей в прямоточном рекуператоре

t'₂

Δt

dt₂

dt₁

t''₂

t''₁

Схема расчёта среднеинтегрального (среднелогарифмического) температурного напора рекуператора

В [4] получена зависимость для определения среднеинтегрального (обычно его называют среднелогарифмическим) температурного напора;

Δt_с = (Δt_б – Δt_м)/ln(Δt_б/ Δt_м),

где Δt_б и Δt_м – больший и меньший температурный напоры из двух напоров - на входе и выходе теплоносителей из теплообменника.

С учётом сделанных замечаний уравнение полной теплопередачи (теплопроизводительности) теплообменника принимает вид;

Q = k*Δt_с*F

Заключение

Приведенные выше зависимости, понятия и определения достаточны для проведения как проектных тепловых и компоновочных расчётов рекуператоров, так и для проверочных расчётов, в которых по типу теплопередающей поверхности, величине её площади и по параметрам теплоносителей на входе в теплообменник определяют температуры теплоносителей на выходе.

Однако, практические расчёты зачастую изобилуют необходимостью использования разнообразных приёмов для рационального проведения расчётов. Например, в случаях проведения расчётов методом последовательных приближений. Поэтому в приложении к методическому пособию приведены примеры тепловых и компоновочных расчётов четырёх разных типов рекуператоров. Эти рекуператоры отличаются своими конструкциями и процессами теплоотдачи – в одних теплоносители изменяют своё агрегатное состояние, а в других – не изменяют. Такой подход обеспечивает более широкое знакомство студентов и с конструкцией теплообменных аппаратов и с тепловыми процессами, протекающими в рекуператорах.

Приложения

Примеры тепловых и компоновочных расчётов теплообменных аппаратов

Курсовая работа №1

Произвести тепловой расчет пароводяного подогревателя горизонтального типа.

Производительность подогревателя Q = 1,1636МВт = 10⁶ккал/час.

Температура нагреваемой воды на входе в подогреватель t₂¹ = 70⁰C, а на выходе –t₂¹¹ = 95⁰С.

Абсолютное давление сухого насыщенного пара Р = 4ат; температура конденсата на выходе равна температуре насыщения (t_н); число ходов теплообменника по нагреваемой воде z = 2; поверхность нагрева – латунные трубы (коэффициент теплопроводности λ ≈ 105Вт/мК ≈ 90ккал/м*час*К) диаметром d_вн./d_н = 14/16мм. Загрязнение поверхности учесть дополнительным тепловым сопротивлением δ₃/λ₃ = 0,00015м²*час*К/ккал ≈ 0,00013м²К/Вт

На основе расчетов выбрать аппарат, выпускаемый серийно.

Объёмный расход воды

V=G/ρ= 40000/1000=40м³/час.

В этой зависимости ρ = 1000кг/м³ плотность воды.

Cредняя температура воды

t_в = t_н - _-∆t = 142,9 - 59,5 = 83,4⁰С.

Средняя температура стенки

t_ст = (t_н+t)/2 = (142,9+83,4)/2=113,15⁰C.

6.4.Режим течения пленки конденсата определяется по приведенной (к вертикальной) длине трубки [1].

L=md_н∆t_пА_1,

где ∆t_п- температурный напор между паром и стенкой трубки

∆t_п = t_н - _-t_ст = 142,9 – 113,15 = 29,75⁰С;

d_н=16мм-наружный диаметр трубки;

А₁=(g/ν²)^1/3*λ/(rνγ)[1/м*К] - комплекс физических свойств воды на линии насыщения. Для определения коэффициента А₁ используем расчеты, сведенные в таблицу №3 (см. Приложение). При температуре конденсации водяного пара t_н=142,9⁰С значение коэффициента А₁=97,9.

Приведенная вертикальная длина трубки

L=12*0,016*29,75*97,9=562

Приведенная к вертикальной длина труб меньше критического значения l_кр=3900, при котором на горизонтальных трубках возникает турбулентное течение пленки конденсата

Режим течения ламинарный и коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке трубки определяется зависимостью [1]

альфа_п=А₂/⁴√md_н(t_н-t_ст)

А₂ определяем по таблице №3 (см. Приложение). А₂=8243.

альфа_п=8243/⁴√12*0,016*29,75 = 5332ккал/м^2*ч*K = 6204Вт/м²K

7. Определяем коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к нагреваемой воде.

Режим течения определяется числом Рейнольдса.

Re =W_т*d_вн/ν,

где ν – кинематический коэффициент вязкости воды (таблица №1, Приложение). При средней температуре воды t=83,4⁰С (определена выше по среднелогарифмическому напору) кинематический коэффициент вязкости воды равен ν = 0,353*10^-6м²/c;

d_вн- внутренний диаметр трубок;

W_т= 1м/c –скорость воды в трубках (задана).

Re=1*0,014/0,353* 10^-6= 39660

Режим турбулентный.

Коэффициент теплоотдачи от нагреваемой воды к стенкам трубок при турбулентном течении определяем по зависимости [1]

альфа_в=A₅W^0,8/d_вн^0,2,

где:

А₅=2656-коэффициент при турбулентном течении воды при её средней температуре t=83,4⁰C (определяется по таблице №3, Приложение).

Тогда,

альфа_в=2656*1^0,8/0,014^0,2= 6237ккал/м²часК = 7258Вт/м²К

8. Рассчитываем коэффициент теплопередачи от пара к воде,как при теплопередаче через плоскую стенку (т.к. толщина стенки трубки мала по сравнению с её радиусом ).

К=1/(1/альфа_п + δ /λ + δ ₃/λ₃ + 1/альфа_в)

δ = 1мм = 0,001м-толщина трубок;

λ = 105Вт/мК - коэффициент теплопроводности латунной трубки;

δ₃/λ₃ = 0,0013м²К/Вт - термическое сопротивление загрязнений на трубке (задано)

К = 1 /[1/6204 + 0,0014/105 + 0,00013 + 1/7258] = 1/[1,612*10^-4+

+0,095*10^-4+1,3*10^-4+ +1,378*10^-4] = 2281Вт/м²К = 1960 ккал/м²часК

Курсовая работа №2

Произвести тепловой расчёт секционного водоводяного подогревателя.

Производительность подогревателя Q = 1,1636МВт = 10⁶ккал/час. Температура нагреваемой воды на входе в подогреватель t₂¹=70⁰C, а на выходе –t₂¹¹=95⁰С. Влияние загрязнения поверхности нагрева подогревателя и снижения коэффициента теплопередачи при низких температурах воды учесть коэффициентом β=0,65.

Поверхность нагрева – стальные трубы (принять коэффициент теплопроводности стали равным λ ≈ 39ккал/м*час*К,) диаметром d_вн./d_н=14/16мм.

Температура греющей воды на входе t₁¹= 140⁰C; на выходе - t₁¹¹ = 80⁰C.

Скорость воды W_t в трубках принять по возможности близкой к W_т = 0,9м/c.

Для упрощения расчетов принять плотность воды ρ_в=1000кг/м³.^.

На основе расчетов выбрать аппарат, выпускаемый серийно.

В трубках

W_т=V_т/(3600*f_.т) = 16,67/(3600*0,00507) = 0,913м/c;

В межтрубном пространстве

W_мт=V_мт/(3600*f_м.т) = 40/(3600*0,0122) = 0,911м/c.

Скорость движения и греющей и нагреваемой воды не превышает заданных в условии значений.

4. Средние температуры воды:

- в трубках

t₁=0,5((t₁¹ + t₁¹¹)=0,5(140+80)=110⁰C;

- в межтрубном пространстве

t₂=(t₂¹ +t₂¹¹)=0,5(70+95)=82,5⁰С.

Курсовая работа №3

Решение.

1. Определяем основные параметры кожухотрубчатого теплообменника.

Больший температурный напор ∆t_б = t_к - t_в¹ = 80,1-22 = 58,1⁰С

Меньший температурный напор ∆t_м = t_к - t_в¹¹ = 80,1-32 = 48,1⁰С

Среднелогарифмический напор

∆t=(∆t_б - ∆t_м)/ℓn(∆t_б/∆t_м) = (58,1-48,1)/ℓп(58,1/48,1)=52,9⁰С

Средняя температура охлаждающей воды

t_в = t_к - ∆t=80,1 - 52,9 = 27,2⁰С

Тепловая нагрузка (теплопроизводительность)

Q=G_бr =1000*94,5=94500ккал/час=94500*427*9,81/3600 = 109958Вт ≈ 110кВт

Здесь:

r = 94,5ккал/кг - скрытая теплота парообразования бензола при атмосферном давлении;

G_б = 1000кг/час – массовый расход бензола (задано).

Проведем два расчета:

Первый – при t_ст.1¹ = 60⁰С;

Второй – при t_ст.1¹¹ = 50⁰С

Тогда в первом расчете

∆t¹ = t_к-t_ст.1¹ = 80,1-60 = 20,1⁰С

и во втором

∆t¹¹ = t_к-t_ст.1¹¹ = 80,1 -50=30,1⁰С

В этих зависимостях верхние индексы обозначают номер расчёта.

Физические параметры бензола в первом и втором расчетах приведены в таблице №8, Приложение №2:

Параметр бензола	Первый расчет	Второй расчет
Средняя температура пленки бензола t = (t_к+t_ст.1)	(80,1+60)/2 ≈ 70⁰C	(80,1+60)/2 ≈ 70⁰C
Плотность пленки бензола	825кг/м³	829кг/м³
Коэффициент теплопроводности пленки бензола	0,114ккал/мчасК	0,115ккал/мчасК
Динамический коэффициент вязкости пленки бензола	0,354сП (сантипуаз)	0,372сП (сантипуаз)
Динамический коэффициент вязкости пленки бензола	1сП=1,0210^-4 кгс/м² технической системы единиц [3]

Курсовая работа №4

Решение.

1. Определяем основные параметры спирального теплообменника.

Больший температурный напор ∆t_б = t_к - t_в¹ = 80,1-22 = 58,1⁰С

Меньший температурный напор ∆t_м = t_к - t_в¹¹ = 80,1-32 = 48,1⁰С

Среднелогарифмический напор

∆t=(∆t_б - ∆t_м)/ℓn(∆t_б/∆t_м) = (58,1-48,1)/ℓп(58,1/48,1)=52,9⁰С

Приближение №1.

Принимаем температуру стенки канала со стороны бензола равной t_ст1 = 57,9⁰C

Тогда, ∆t_б = t_к – t_ст1 = 80,1 – 57,9 = 22,2⁰C – температурный напор от конденсирующихся паров бензола к стенке канала, а средняя температура плёнки конденсирующегося бензола равна

t_п = (t_к + t_ст1)/2 = (80,1+57,9)/2 = 69⁰C

В соответствии с [1]

А=С^0,75*r^0,25, где С - коэффициент, зависящий от физических параметров конденсата бензола (от температуры его насыщенных паров).

В нашем случае С=3423 [1]. В курсовой работе допускается принимать это значение для всех вариантов заданий.

Тогда,

альфа_б=А/⁴√d∆t_,б = 3423^0,75*94,5^0,25/⁴√0,0196*22,2 = 1395/0,812 =

= 1718ккал/м²часК = 1998Вт/м²К

Для определения коэффициента теплоотдачи к воде определим её режим течения.

Число Рейнольдса

Re=wdρ/μ=wdγ/μg=(0,525*0,0196*1000)/(0,854*1,02*10^-4*9,81) = 12042

В этой зависимости

μ = 0,854сП=0,854*1,02*10^-4 = 87,108*10^-6кг*с/м²-динамический коэффициент вязкости воды при её средней температуре t=27,2⁰C (таблица №1 или [2]; перевод из единиц “сантипуаз” в “кг*с/м² технической системы единиц” см. в [3]).

Режим течения турбулентный.

Для турбулентного режима течения воды коэффициент теплоотдачи определим по зависимости [1].

альфа_в=А₅w^0,8_в/d^0,2,

где А₅=1860 (таблица№3, Приложение).

альфа_в=1860*0,525^0,8/0,0196^0,2=2439ккал/м²часК=2838 Вт/м^2КК

Термические сопротивления загрязнений канала приведены в задании. Термическое сопротивление загрязнения со стороны бензола равно R_загр.б = =0,0001м²часК/ккал, а со стороны воды - R_загр.в = 0,0007м²часК/ккал.

Определим термическое сопротивление стальной спирали, принимая её толщину равной δ = 2,5мм, а коэффициент теплопередачи стали равным λ = 40 ккал/м*час*К

R_ст= б/λ = 0,0025/40 = 0,0000625м²часК/ккал

Тогда, коэффициент теплопередачи спирального теплообменника равен

к= 1/(1/альфа_б+R_затр.б+R_ст+R_затр.в+1/альфа_в) = 1/(1/1718+0,0001+0,0000625 + +0,0007 + 1/2439) = 1/(0,000582 + 0,0001 + 0,0000625 + 0,0007 + 0,00041) = =539,2ккал/м²часК=627Вт/м²К

Необходимая площадь поверхности нагрева спирального теплообменника

F=Q/к∆t= 94500/(539,2*52,9)=3,25м²

Приближение №2.

Принимаем температуру стенки канала со стороны бензола равной t_ст1 = 63,2⁰C

Тогда, температурный напор на плёнке бензола равен

∆t_б = t_к – t_ст1 = 80,1 – 63,2 = 16,9⁰C,

а средняя температура конденсирующегося бензола равна

t_п = (t_к + t_ст1)/2 = (80,1+63,2)/2 = 71,65⁰C

А=С^0,75*r^0,25, где С - коэффициент, зависящий от физических параметров конденсата бензола (от температуры его насыщенных паров). Принимаем С=3423

Тогда,

альфа_б= А/⁴√d∆t_,б= 3423^0,75*94,5^0,25/⁴√0,0196*16,9 = 1839ккал/м²часК = =2140Вт/м²К

Коэффициент теплоотдачи к воде был определён в приближении №1

альфа_в = 2838 Вт/м^2КК

Термические сопротивления загрязнений канала и стальной спирали принимаем такими же, как и в приближении №1.

Тогда, коэффициент теплопередачи спирального теплообменника равен

к = 1/(1/альфа_б+R_затр.б+R_ст+R_затр.в+1/ альфа_в) = 1/(1/1839+0,0001+0,0000625+ +0,0007 + 1/2439) = 1/(0,000544 + 0,0001 + 0,0000625 + 0,0007 + 0,00041)= =550,6ккал/м²часК=641Вт/м²К

Длина внутренней спирали

L₁=π(D_1ср/2)*n₁=π((D+d-2t)/2)*n₁,

где L₁ – длина внутренней спирали;

D-2t – наружный диаметр внутренней спирали;

D – наружный диаметр наружной спирали;

D_1ср – средний диаметр внутренней спирали;

t = в + δ = 10 +2,5 = 12,5мм – шаг спирали;

δ – толщина спирали;

d – внутренний диаметр наружной и внутренней спиралей (внутренний диаметр матрицы теплообменника).

Длина наружной спирали

L₂ = π((D+d)/2)*n₂ = π((D+d)/2)*(n₁+0,5))

3.1.2. Определим количество витков внутренней спирали - n₁

Длина внутренней спирали

L₁=(π(D+d-2t)/2)*n₁=π(358,5+150-25)/2*3,92=2977,2м.

Длина наружной спирали

L₂=(π(D+d)/2)*n₂=(π(358,5+150)/2)*4,42=3530,5м.

3.1.4 Проверка.

Поверхность нагрева матрицы

F=(L₁+L₂)В_к=(2977,2+3530,5)*10^-3*0,5=3,254м².

Т.к. необходимое значение поверхности равно 3,25м², то расчет проведен верно.

4. Эскизный проект рассчитанного спирального теплообменника привести на чертеже. Для разработки эскиза использовать полученные геометрические параметры спирального теплообменника, а также рис.5 и рис.6.

Справочные материалы

Рис.1. Горизонтальный пароводяной подогреватель конструкции Я.С. Лаздана

Таблица №1

Физические свойства воды на линии насыщения

Рис.2

Таблица №2

Здесь - n'₁ – количество трубок, размещаемых на трубной доске по вершинам равносторонних треугольников (ромбическое размещение); n'₂ – количество трубок, размещаемых по концентрическим окружностям [Рис.2]

Таблица№3

Таблица №4 Расчётные характеристики горизонтальных пароводяных подогревателей конструкции Я.С Лаздана [Рис. 1]

Продолжение таблицы №4 Основные размеры пароводяных подогревателей конструкции Я.С. Лаздана

Рис. 3 Водоводяной подогреватель по МВН – 2050 - 62

Вес приведен для разъёмных односекционных подогревателей

Таблица №5 Основные размеры водоводяных подогревателей по МВН – 20250-62 [Рис.3]

Таблица №6

Таблица №7

Рис.4. Теплообменный четырёхходовой аппарат типа ТН

Рис. 5. Эскиз к геометрическому расчёту спирального теплообменника

Рис.6. Спиральный теплообменник одинарный типа СТО

Таблица №8

Плотность, теплопроводность и динамический коэффициент вязкости

жидкого бензола [по данным 2]

Параметр Температура; ⁰С	Плотность, ρ; кг/м³	Теплопроводность, λ; ккал/мчасК	Динамический коэффициент вязкости, μ; сП
25		0,124
30	869		0,56
40	858		0,492
50	847	0,119	0,436
60	836		0,390
70	835		0,35
75		0,113
80	815		0,316
90	804		0,296
100	793	0,108	0,261

Таблица №9

Таблица №10

Единица измерения

Обозначение

Основные единицы

Длина

метр

м Масса (количество вещества)

килограмм или моль

кг или моль Время

секунда

сс Термодинамическая температура Кельвина

Кельвин

К*

Производные единицы

Площадь

квадратный метр м²

Объём

кубический метр м³

Скорость

метр в секунду м/с

Ускорение

метр на секунду в квадрате м/с²

Плотность

килограмм на кубический метр кг/ м³

Сила

Ньютон Н; (кг*м/ с²)

Давление

Паскаль Па; (Н/ м²)

Динамическая вязкость

Паскаль – секунда Па*с; (Н*с/ м²)

Кинематическая вязкость

квадратный метр на секунду м²/с

Работа, энергия, количество теплоты

Джоуль Дж; (Н*м)

Мощность, тепловой поток

Ватт Вт; (Дж/с)

Удельная теплоёмкость

Джоуль на килограмм – Кельвин Дж/(кг*К)*

Теплота фазового превращения

Джоуль на килограмм Дж/кг

Плотность теплового потока

Ватт на квадратный метр Вт/ м²

Коэффициент теплопроводности

Ватт на метр – Кельвин Вт/(м*К)*

Коэффициент теплоотдачи,

теплопередачи

Ватт на квадратный метр - Кельвин Вт/(м²*К)*

* - Наряду с термодинамической температурой Кельвина применяется и международная практическая единица Цельсия (°С).

Таблица №11

Редактор Халимова А.М.

Подписано в печать 01.12.2014. Бумага офсетная. Формат 60х84 1/16. Гарнитура «Таймс». Печать трафаретная.

Тираж 50. Заказ №48/1

Издательство ИП Журавлев А.Н.

Адрес издательства:

450062, Республика Башкортостан, г.Стерлитамак, пр.Октября, 9.

Адрес типографии:

450062, Республика Башкортостан, г.Стерлитамак, пр.Октября, 9.

Содержание

1. Введение	4
2. Цель курсовой работы	4
3. Требования к содержанию и оформлению пояснительной записки	5
3.1. Содержание пояснительной записки	5
3.2. Рекомендации к оформлению курсовой работы	5
4. Исходные данные к курсовым работам	7
5. Основы инженерных тепловых и компоновочных расчётов теплообменных аппаратов	15
5.1 Основные понятия и определения процессов переноса теплоты	15
5.2. Основные положения теплопроводности; гипотеза Фурье	15
5.3. Основные положения конвективной теплоотдачи	17
5.4. Основные положения теплового и компоновочного расчётов теплообменных аппаратов	22
6. Заключение	27
7. Приложения	28
7.1. Примеры тепловых и компоновочных расчётов теплообменных аппаратов	28
7.1.1. Курсовая работа №1	28
7.1.2. Курсовая работа №2	35
7.1.3. Курсовая работа №3	40
7.1.4. Курсовая работа №4	47
7.2. Справочные материалы	54
Список рекомендуемой литературы	67

Введение

1.2. В Пособии приведены:

- образцы заданий на курсовые работы;

- варианты исходных данных для курсовых работ;

Цель курсовой работы

2.3. Обучение правилам и приёмам использования теории подобия в гидродинамических и тепловых процессах.

2.4. Освоение методов расчёта теплообменных аппаратов.

2.5. Закрепление знаний в области устройства теплообменных аппаратов.

3. Требования к содержанию и оформлению пояснительной записки

3.2. Рекомендации к оформлению курсовой работы:

Исходные данные к курсовым работам

Образец задания на курсовую работу №1

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

УФИМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЯНОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Филиал ФГБОУ ВПО УГНТУ в г.Стерлитамаке

Кафедра «Оборудование нефтехимических заводов»

Задание на курсовую работу

по дисциплине “ Тепло- и массообменные процессы и аппараты технологических систем”

студенту________________________________группы__________

Произвести тепловой расчет пароводяного подогревателя горизонтального типа.

Исходные данные приведены в варианте №_____ к курсовой работе №1.

В число исходных данных входят:

- производительность подогревателя - Q;

- температура нагреваемой воды на входе в подогреватель - t₂¹ и на выходе из подогревателя -t₂¹¹;

- горячий теплоноситель - сухой насыщенный водяной пар при давлении - Р;

- число ходов теплообменника по нагреваемой воде z = 2;

- поверхность нагрева - латунные трубы (коэффициент теплопроводности λ ≈ 105Вт/м*К ≈ 90ккал/м*час*К) диаметром d_вн./d_н = 14/16мм. Загрязнение поверхности учесть дополнительным тепловым сопротивлением δ₃/λ₃ = 0,00015м²*час*К/ккал ≈ 0,00013м²К/Вт.

Принять, что температура конденсата на выходе равна температуре насыщения - (t_н)

На основе расчетов выбрать аппарат, выпускаемый серийно [1,2].

К защите курсовой работы подготовить расчётно-пояснительную записку и эскизный чертёж подогревателя.

Срок сдачи законченной курсовой работы_______________

Дата выдачи задания_________________________________

Консультант, преподаватель ______________ К.Е. Бондарь

Зав. кафедрой, д.т.н. ______________ С.П. Иванов

Таблица №1

Исходные данные к курсовой работе №1 - тепловой расчет пароводяного подогревателя горизонтального типа

№ варианта Параметр	1	2	3	4	5	6	7	8
Производительность подогревателя; ккал/час	0,7 *10⁶	0,85*10⁶	1,15*10⁶	1,30*10⁶	1,45*10⁶	1,65*10⁶	1,80*10⁶	2,0 *10⁶
Давление насыщенного водяного пара; ат	2	3	5	6	7	8	9	10
Температура нагреваемой воды на входе в подогреватель; ⁰С	75	72	66	62	58	54	50	45
Температура нагреваемой воды на выходе из подогревателя; ⁰С	95

Образец задания на курсовую работу №2

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

УФИМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЯНОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Дата: 2018-12-28, просмотров: 369.

12 3 4 5 6 7 8 9 Следующая ⇒