Каталог :: Теплотехника

Курсовая: Охлаждение, компрессионная машина

Пояснительная записка к комплексному курсовому проекту
                                    «»                                    
     

Исполнитель

Руководитель

Минск

2000

ВВЕДЕНИЕ В газотурбинных установках и компрессионных машинах маслоохладители обеспечивают отвод тепла , полученного маслом в подшипниках , редукторных передачах и других элементах . Охлаждение масла производится водой , охлаждаемой в градирнях . В некоторых случаях охлаждение производится проточной водой . Теплообмен между маслом и водой осуществляется в кожухотрубных многоходовых маслоохладителях с кольцевыми или сегментными перегородками между ходами . В этих аппаратах осуществляется веерное или зигзагообразное течение масла с поперечным обтеканием труб , близким по характеру к обтеканию труб в шахматном пучке . Веерное течение масла осуществляется в маслоохладителях с кольцевыми перегородками , а зигзагообразное – с сегментными . Требуемое число ходов со стороны масла обеспечивается изменением количества перегородок , установленных на пучке труб между трубными досками . В результате значительно уменьшается число креплений труб в трубных досках и снижается трудоемкость изготовления аппарата по сравнению с одноходовой конструкцией . Одновременно с этим снижается эффективность теплообмена в результате перетекания масла из входа в ход через технологические зазоры между перегородками и корпусом и через зазоры около труб пучка . Со стороны воды маслоохладители выполняются обычно также многоходовыми за счет изменения числа перегородок в крышках , что позволяет регулировать подогрев воды и ее расход без существенного снижения коэффициентов теплоотдачи со стороны воды .[8] Для охлаждения масла , используемого в подшипниках , редукторных передачах и других элементах компрессорных машин , заводом « Энергомаш « выпускается серия аппаратов типа МА с поверхностью 2;3;5;6;8;16 и 35 м2 . Все охладители имеют вертикальное исполнение и состоят из следующих основных узлов : верхней съемной крышки 1 , трубной системы 2 и корпуса 3 . Вода движется внутри труб и камер , масло – в межтрубном пространстве . Направление движения масла в этих аппаратах создается системой сегментных перегородок или перегородок типа диск-кольцо .[7,стр.32] 1. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ МАСЛА В ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКЕ На рис. 1 показана принципиальная схема системы маслоснабжения газоперекачивающего турбокомпрессорного агрегата НЗЛ типа ГТК – 10 , предназначенного для установки на перекачивающих станциях газопроводов . Общая вместимость маслосистемы – 13 м3 . В данном агрегате маслобак совмещен с рамой газотурбокомпрессора . Заливка масла в него осуществляется по специальной линии через фильтр тонкой очистки 1 . Из нижней части ( картера ) бака 2 масло пусковым 4 или главным 6 масляным насосом через систему обратных клапанов 5 подается к охладителю 8 и далее через фильтр 3 по напорным линиям на смазывание и охлаждение подшипников турбины и компрессора . Из подшипников масло вновь сливается в нижнюю часть маслобака 2 . Охлаждение масла в аппарате 8 осуществляется антифризом , не замерзающим при понижении температуры наружного воздуха до –40 0 С . Охлаждение антифриза производится в параллельно включенных аппаратах 10 , имеющих систему воздушного охлаждения . Воздух через эти охладители продувается вентиляторами 11 , приводимыми от электродвигателей . Циркуляция антифриза в системе осуществляется с помощью главного насоса 13 . Насос 14 является резервным . Бачок 12 служит демпфером . В баках 15 и 17 вместимостью по 10 м3 каждый содержатся соответственно антифриз и дистиллят . Насос 16 является вспомогательным и служит для заполнения системы охлаждения антифризом или дистиллятом . В летнее время рабочим телом в системе охлаждения служит дистиллят . В этом случае для обеспечения работоспособности схемы в зимних условиях в ней предусмотрен дополнительный подогреватель 9 . Охлаждение масла в данном агрегате осуществляется , таким образом , по двухконтурной схеме : в аппарате 8 теплота от масла передается антифризу ( дистилляту ) , от которого она в свою очередь отводится воздухом в охладителях 10 . Применение этой двухконтурной схемы охлаждения масла в данном случае продиктовано двумя причинами : отсутствием в месте установки газотурбокомпрессоров необходимого количества охлаждающей воды ; необходимостью обеспечения ее надежной работы при температурах наружного воздуха ниже 0 0 С , так как с целью снижения стоимости сооружения газоперекачивающих станций часть их оборудования располагается на открытых площадках .[7,стр.14] 2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА. Принимаем схему вертикального маслоохладителя с прямыми трубками и перегородками типа диск-кольцо. Внутри трубок течет охлаждающая вода (пресная), в межтрубном пространстве – трансформаторное масло, омывая трубки снаружи. Средняя температура масла в маслоохладителе[9, стр.54]: tм.ср.=0,5*(tм1+tм2), оС (2.1) где tм1-температура масла на входе в маслоохладитель, оС; tм2-температура масла на выходе из маслоохладителя оС; tм.ср =0,5*(60+48)=54оС. Физические свойства при tм.ср.= 54оС: [9, приложение 3] Срmм=1,876 кДж/(кг оС) rм=859,3кг/м3 nм=6,68*10-6 м2 /с Prм=101 Количество тепла, которое необходимо отвести охлаждающей водой от масла[9, стр.54]: Qм=(Gм*rм* Срmм*( tм1-tм2))/3600, кВт/с (2.2) где Gм - номинальный расход масла через аппарат, м3/ч; rм – плотность масла при tм.ср.= 54оС, кг/м3 ; Срmм –удельная теплоемкость масла при tм.ср.= 54оС, кг/м3 ; Qм =(8,4*859,3*1,876*(60-48))/3600=44,3 кВт/с Физические свойства воды при tв=18 оС: [9, приложение2] Срmв=4,185 кДж/кг*оС rв=998,5кг/м3 Температура охлаждающей воды при выходе из маслоохладителя: Qм= Qв Gм*rм* Срmм*( tм1-tм2)= Gв*rв* Срmв*( tв2-tв1) [9, стр.54] (2.3) tв2=tв1+(Qв*3600/ (Срmв* Gв*rв)), оС где tв1-температура воды на входе в маслоохладитель, оС; Qв – тепловой поток, воспринимаемый охлаждающей водой, кВт/с; Gв -номинальный расход воды через аппарат, м3/ч; tв2=18+(44,3*3600/(4,185*22*998,5))=20 оС Средняя температура воды[9, стр.54]: tв.ср.=0,5*( tв1+tв2), оС (2.4) tв.ср.=0,5*(18+20)=19оС Физические параметры воды при tв.ср.= 19 оС: [9, приложение 2] nв=0,9394*10-6 м2 /с Prв=6,5996 lв=0,604 Вт/(м*К) rв=997,45 кг/м3 Среднелогарифмический температурный напор (для противоточной схемы) [7, стр. 104]: Dtср=((tм1-tв2)-(tм2-tв1))/(ln((tм1-tв2)/(tм2-tв1)))*eDt, оС (2.5) eDt –поправочный коэффициент, учитывающий особенности принятой схемы движения теплоносителей. Для противоточной схемы eD t=1; [7, стр. 104] Dtср =((60-20)-(48-18))/(ln((60-20)/(48-18)))=34 оС Определение коэффициента теплопередачи: Среднее значение коэффициента теплопередачи К (Вт/(м2.К) определяется по уравнению (4.29) [7,стр. 108] : К=1/((1/aмпр)+(djdн/dвнlлат)+(jd н/dвнaв)), Вт/(м2*К) (2.6) где aм пр-приведенный коэффициент теплоотдачи масла, Вт/(м2*К); aв- коэффициент теплоотдачи воды, Вт/(м2*К); dн –наружный диаметр трубки,м; dвн-внутренний диаметр трубки,м; d -толщина стенки трубки, м; lлат.- коэффициент теплопроводности латуни, Вт/(м*К); j- коэффициент оребрения (j=2,26) Задаемся температурами стенок со стороны воды и со стороны масла: tст.в.=25 оС tст.м.=40 оС Задаемся скоростями воды и масла: wв=1 м/с wм=0,5 м/с Значение приведенного коэффициента теплоотдачи aм пр [Вт/(м2 *К)] от масла в пучке трубок с поперечным или близким к нему характером омывания определяется соотношением [7,стр.109]: aм пр=aмhо, (2.7) где aм-среднее значение коэффициента теплоотдачи, Вт/(м2*К); hо-поправочный коэффициент (hо=0,95-0,98) Для вычисления aм воспользуемся формулой (4.31) [7,стр. 109]: aм=0,354(lм /d)*Re0,6*Prм0,33*(Prм/Prw)0,18, Вт/( м2*К) (2.8) где lм - коэффициент теплопроводности масла при tм.ср.= 54 оС, Вт/(м*К); Prf –число Прандтля для масла при tм.ср.= 54 оС; Prw - число Прандтля для масла при tст.м.=40 оС; d-расстояние между внешними образующими трубок,м; Reм- критерий Рейнольдса для масла. Он определяется следующим образом: Reм=(wм*d/nм) (2.9) где wм –скорость масла, м/с; nм –вязкость масла tм.ср.= 54оС, м2/с; Reм=(0,5*0,003/6,68*10-6)=224 aм=0,354(0,107/0,003)*2240,5*101,720,33*(101,72/143,56)0,18=673,2 Вт/( м2*К) aм пр=673,2*0,95=639,5 Вт/( м2*К) Определяем режим движения воды в трубках. Критерий Рейнольдса для охлаждающей воды [9,стр.55]: Reв=(wв*dвн/nв) (2.10) где wв –скорость воды,м/с; dвн –внутренний диаметр трубки,м; nв –коэффициент кинематической вязкости, м2 /с; Reв=(1*0,011/(1,006*10-6))=11000 У нас турбулентный режим течения жидкости, т.к. Reв= 11000>5*103. При таком режиме среднее значение aв определяется по формуле[7,стр 114]: aв=0,021*(lв/ dвн)* Reв0,8* Prf0,43*( Prf/ Prw)0,25 , Вт/( м2*К) (2.11) lв –коэффициент теплопроводности воды при tв.ср.= 19оС; Prf –число Прандтля для воды при tв.ср.= 19 оС; Prw - число Прандтля для воды при tст.в.=25 оС; aв=0,021*(0,58/0,011)* 110000,8* 7,020,43*( 7,02/ 6,32)0,25=4460 Вт/( м2*К) Плотность теплового потока внутри трубок qв[9,стр. 56]: qв=aв*( tст.в.- tв.ср), Вт/м2 (2.12) qв=4460 *( 25- 19)=13380 Вт/м2 к=1/((1/639,5)+(0,0015*2,26*0,014/104,5*0,011)+(2,26*0,014/4460*0,011))==420 Вт/( м2*К) Поверхность охлаждения маслоохладителя расчитывается [9,стр. 56]: F¢=Q/(k*DTср), м2 (2.13) Q - количество охлаждаемого водой тепла, Вт; DTср - среднелогарифмический температурный напор, оС; k – коэффициент теплопередачи, Вт/( м2*К); F¢=44300/(420*34)=3,1 м2 Удельная плотность теплового потока[7,стр. 108]: q=Q/F¢, Вт/( м2*К) (2.14) q=44300/3,1=14290 Вт/( м2*К); С другой стороны это можно выразить следующим образом [9,стр.55]: q=aм*Dtм=461*Dtм (2.15) Следовательно: Dtм=q/aм=14290/640=21,3 оС Из рис.2.1 видно что tст.м.=tм.ср.- Dtм=54-21,3=32,7 оС Т.к. q=q1=q1=.=qn, то q=aв*Dtв=4460*Dtв Dtв=q/aв=14290/4460=3,2 оС tст.в.=tв.ср.+Dtв=19+3,2=22,2 оС По результатам расчета принимаем температуру стенки со стороны воды tст.в.= 22,2 оС и температуру стенки со стороны масла tст.м.=32,7 оС. Рис.2.1 График изменения температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена при противотоке. Теперь пересчитываем площадь поверхности охлаждения относительно найденных температур стенок: Prв(при tст.в.= 22,2 оС)=6,32 aв=0,021*(0,58/0,011)* 110000,8* 7,020,43*( 7,02/6,78)0,25=4263,5 Вт/( м2*К) qв=4263,5 *( 22,2- 19)=13643 Вт/м2 Prм(при tст.м.= 32,7оС)=132,8 aм=0,354(0,107/0,003)*2240,5*101,720,33*(101,72/132,8)0,18=695,3 Вт/( м2*К) aм пр=695,3*0,95=660,5 Вт/( м2*К) q=660,5*(54-32,7)=14069,4 Вт/м2 к=1/((1/660,5)+(0,0015*2,26*0,014/104,5*0,011)+(2,26*0,014/4263,5*0,011))= =412 Вт/( м2*К) F¢=44300/412*34=3,16 м2 Поверхность охлаждения с учетом загрязнения[9,стр.56]: F=1,1*F¢, м2 (2.16) F=1,1*3,16=3,47 м2 Далее проводим аналогичный расчет для разных скоростей воды и масла, для того, чтобы выбрать оптимальную площадь поверхности охлаждения и оптимальные скорости воды и масла. Варианты расчетных скоростей и результаты вычислений приведены в табл. 2.1. Таблица 2.1 Зависимость поверхности охлаждения маслоохлодителя от скоростей воды и масла .
wв, м/с0,711,31,5
wм, м/с0,30,50,70,9
Reв29806149031937422354

aв, Вт/( м2*К)

78334493,35549,76222,7

qв, Вт/ м2

18799,51078413319,214934,4
Reм11,819,727,635,5

aм, Вт/( м2*К)

321,5412492557,8

qм, Вт/ м2

7779,49969,81190413498

к, Вт/( м2*К)

308,6384,6456,6507,6

F¢, м2

9,247,46,35,6

F, м2

8,46,75,75,1
Выбираем вариант с площадью поверхности охлаждения F=3,47м2 и скоростями воды и масла wв=1 м/с и wм=0,5м/с. 3. КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ. 3.1 Определение количества трубок и способа их размещения. Конструктивный расчет кожухотрубных теплообменников состоит в определении количества трубок и способа их размещения, нахождении внутреннего диаметра корпуса и числа ходов в трубном и межтрубном пространстве. В основу расчета положены исходные и результаты теплового расчета, приведенные выше. Общая длина трубы в расчете на одноходовой пучок, м[6,стр.26]: L=900*F¢*dвн*wв*rв/Gв (3.1.1) F¢- поверхность теплообмена, м2; dвн – внутренний диаметр трубы,м; wв – скорость теплоносителя (в нашем случае это скорость воды, т.к. она течет внутри трубок), м/с; rв – плотность воды, кг/ м3; Gв – часовой расход воды, кг/ч; L=900*3,16*0,014*1*997,45/10008=9,3м Рабочая длина трубы в одном ходу,м: L’=L/Zв, м L – общая длина трубы,м; Zв – число ходов по воде; (3.1.2) [6,стр26] Определяем число ходов по воде. Для этого рассчитаем несколько вариантов и выберем оптимальный. Zв=2 L’=9,3/2=4,65 м Zв=4 L’=9,3/4=2,325 м Zв=6 L’=9,3/6=1,55 м Выбираем Zв=4 и L’=2,325 м. Число трубок одного хода в трубном пространстве, шт.: No=(4*Gв)/(3600*p*dвн2*rв*wв ) (3.1.3) [6,стр27] Gв – массовый расход воды в трубном пространстве, кг/ч; dвн – внутренний диаметр трубок, м; rв – плотность воды, кг/м3; wв – скорость воды,м/с; No=(4*10008)/(3600*3,14* (0,014)2*997,45*1)=18 шт Общее количество трубок, шт; N=No*Zв,шт (3.1.4) [6,стр27] No - число труб одного хода в трубном пространстве, шт; Zв – число ходов воды в трубном пространстве; N=18*4=72 Шаг труб в пучке t (расстояние между центрами трубок) принимают из условий прочности: t=(1,3.1,.5)*dн, м (3.1.5) [6,стр27] dн – наружный диаметр трубок,м; t=1,3*0,016=0,02м Выбираем концентрическое размещение труб из условий максимальной компактности, удобства разметки трубных досок и монтажа пучка труб. [6,стр27] 3.2 Внутренний диаметр корпуса теплообменника. Для многоходовых теплообменников внутренний диаметр корпуса определяется: D=1,1*t*(N/h)0,5,м (3.2.1) [6,стр28] t – щаг труб в пучке,м; N – общее количество труб,шт; h - коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8); D=1,1*0,02*(72/0,7)0,5=0,223м 3.3 Конструкция и размеры межтрубного пространства. Для повышения скорости теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубных теплообменников используются поперечные перегородки. В нашем случае это перегородки типа диск-кольцо. [6,стр28] Площадь межтрубного пространства,: Sмтр=S1=S2=S3=Gм/(3600*rм*wм), м2 (3.3.1) [6,стр29] S1 – площадь кольцевого зазора между корпусом и диском, м2; S2 – площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками, м2; S3 – проходное сечение для теплоносителя в кольце, м2; Gм – массовый расход теплоносителя (в данном случае это масло, т.к. оно течет в межтрубном пространстве) ,кг/ч; rм – плотность масла, кг/м3; wм – скорость масла в межтрубном пространстве, м/с; Sмтр=10008/(3600*859,3*0,5)=0,0065 м2 Площадь кольцевого зазора между корпусом и диском: S1=(p/4)*[( D2- D22)-N*dн2], м2 (3.3.2) [6,стр28] D – внутренний диаметр корпуса, м; D2 – диаметр дисковой перегородки, м; N – число труб, шт; dн –наружный диаметр трубки, м; D2=[(p*( D2- N*dн2)-4*S1)/ p]0,5,м D2=[(3,14*( 0,2232- 72*(0,016)2)-4*0,0065)/3,14]0,5=0,152м Проходное сечение для теплоносителя в кольце: S3=(p* D12/4)*[1-0,91*h*(dн/t)2], м2 (3.3.3) [6,стр29] D1 – диаметр кольцевой перегородки, м; h - коэффициент заполнения трубной решетки (принимается 0,6-0,8); dн –наружный диаметр трубки, м; t – щаг труб в пучке,м; D1=[4*S3/((1-0,91*h*(dн/t)2)* p)] 0,5,м D1=[4*0,0065/((1-0,91*0,7*(0,016/0,02)2)*3,14)] 0,5=0,014м Площадь в вертикальном сечении между кольцевыми и дисковыми перегородками: S2=p*Do*h*(1-(dн/t)),м2 (3.3.4) [6,стр28] Do – средний диаметр, м; Do=0,5*(D1+D2)=0,083м h – расстояние между перегородками, м; dн –наружный диаметр трубки, м; t – щаг труб в пучке,м; h=S2/[p*Do*(1-(dн/t))], м h=0,0065/[3,14*0,083*(1-(0,016/0,02))]=0,1244 м Число ходов масла в межтрубном пространстве: Zм=L’/h L’ – рабочая длина трубы в одном ходу, м: h – расстояние между перегородками, м; Zм=2,325/0,1244=18 Число перегородок в межтрубном пространстве равно Zм-1=18-1=17 3.4 Определение диаметра патрубков. Диаметр патрубков dn зависит от расхода и скорости теплоносителя и определяется из соотношения: (p/dn2)=(G/(3600*r*wn)) (3.4.1) [6,стр31] G – расход теплоносителя, кг/ч; r - плотность теплоносителя, кг/м3; wn – скорость теплоносителя, м/с. dn=[(4*G)/( p*3600*r*wn)]0,5,м Скорости в патрубках обычно принимаются несколько большими, чем в аппарате. Мы принимаем: wв=2,5м/с wм=1м/с Т.о. диаметр патрубков для воды: dnв=[(4*10008)/( 3,14*3600*997,45*2,5)]0,5=0,0014м, для масла: dnм=[(4*3,6)/( 3,14*859,3*1)]0,5=0,0053м, 4. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ. Задачей гидравлического расчета является определение величины потери давления теплоносителей при их движении через теплообменные аппараты. Падение давления DРто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, Па: DРто=DРтр+DРмс=[(l*L’* w2)/(dэ*2)]*r+åz*( (w2*r)/2), Па (4.1.1) [6,стр32] l - коэффициент гидравлического трения ( для латунных труб l=0,02); L’ – рабочая длина трубы в одном ходу, м; w – средняя скорость движения теплоносителя на данном участке, м/с; dэ – эквивалентный диаметр сечения канала, равный 4*f/Sсм; f – площадь сечения прохода теплоносителя, м2; f=Sмтр=0,0065 м2 ; Sсм – смоченный периметр прохода теплоносителя, м; Sсм=p*D; D – внутренний диаметр корпуса теплообменника, м; Sсм=3,14*0,223=0,7м; dэ=4*0,0065/0,7=0,037м r - плотность теплоносителя, кг/м3; åz - сумма коэффициентов местных сопротивлений. Ихзначения мы берем из таблицы (табл.1,[9]); Для воды мы учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.1. Таблица 4.1. Значения коэффициентов местных сопротивлений.
Местное сопротивлениеКоэффициент
Входная или выходная камера(удар и поворот)1,5

Поворот на 1800 внутри камеры при переходе из одного пучка трубок в другой

2,5
Вход в трубное пространство и выход из него1
Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для воды: åzв=1,5*2+2,5*3+1*2=12,5 DРтов=DРтр+DРмс=[(0,02*2,325*12)/(0,037*2)]*997,45+[12,5*((12*997,45)/2)]= =6861 Па Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом: DРр=DРто+DРтр,Па DРтр=[(l*L’* w2)/(dэ*2)]*r=[(0,02*2,235*12)/(0,037*2)]*997,45=626,8 Па DРрв=6861+626,8=7478,7 Па Соответствующее значение температурного напора: Нр=DРр/(r*g), м (4.1.2) [6,стр34] DРр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па; r - плотность теплоносителя, кг/м3; g – ускорение свободного падения, м2/с; Нрв=7487,7/(997,45*9,8)=0,77 м Мощность N, кВт на валу насоса: N=(G*DРр)/(1000*r*hн), кВт (4.1.3) [6,стр34] G – расход рабочей среды, кг/с; DРр - располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом, Па; r - плотность теплоносителя, кг/м3; hн – КПД насоса; Nв=(2,78*7487,7)/(1000*997,45*0,7)=0,03 кВт Далее делаем аналогичный расчет для масла. l=0,02+(1,7/Re 0,5) l=0,02+(1,7/19,70,5)=0,4 Для масла учитываем коэффициенты, приведенные в таблице 4.2. Таблица 4.2. Значения коэффициентов местных сопротивлений.
Местное сопротивлениеКоэффициент
Входная или выходная камера(удар и поворот)1,5

Поворот на 1800 через перегородку в межтрубном пространстве

1,5
Вход в межтрубное пространство 1,5
Задвижка нормальная0,5-1,0
Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для масла: åzм=1,5*2+1,5*17+1,2*2+0,7*2=32,9 DРтом=DРтр+DРмс=[(0,4*0,325*0,52)/(0,037*2)]*859,3+[32,9*((0,52*859,3)/2)]= =6233,7 Па Располагаемый перепад давлений, создаваемый насосом: DРтрм= (0,4*0,325*0,52)/(0,037*2)]*859,3=2699,8Па DРрм=6233,7+2699,8=8933,5 Па Соответствующее значение температурного напора: Нрм=8933,5/(859,3*9,8)=1,06 м Мощность N, кВт на валу насоса: Nм=(3,6*8933,5)/(1000*859,3*0,7)=0,053 кВт