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) м=859,3кг/м3 м=6,68*10-6 м2 /с Prм=101 Количество тепла, которое необходимо отвести охлаждающей водой от масла[9, стр.54]: Qм=(Gм*м* Срmм*( tм1-tм2))/3600, кВт/с (2.2) где Gм - номинальный расход масла через аппарат, м3/ч; м – 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 в=998,5кг/м3 Температура охлаждающей воды при выходе из маслоохладителя: Qм= Qв Gм*м* Срmм*( tм1-tм2)= Gв*в* Срmв*( tв2-tв1) [9, стр.54] (2.3) tв2=tв1+(Qв*3600/ (Срmв* Gв*в)), 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] в=0,9394*10-6 м2 /с Prв=6,5996 в=0,604 Вт/(м*К) в=997,45 кг/м3 Среднелогарифмический температурный напор (для противоточной схемы) [7, стр. 104]: tср=((tм1-tв2)-(tм2-tв1))/(l n((tм1-tв2)/(tм2-tв1)))*& ;#61508;t, оС (2.5) t –поправочный коэффициент, учитывающий особенности принятой схемы движения теплоносителей.
Для противоточной схемы t=1; [7, стр. 104] tср =((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/мпр)+(&a mp;#61546;dн/dвнлат)+(&# 61546;dн/dвнв)), Вт/(м2*К) (2.6) где м пр-приведенный коэффициент теплоотдачи масла, Вт/(м2*К); в- коэффициент теплоотдачи воды, Вт/(м2*К); dн –наружный диаметр трубки,м; dвн-внутренний диаметр трубки,м;  -толщина стенки трубки, м; лат коэффициент теплопроводности латуни, Вт/(м*К); - коэффициент оребрения (=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 м пр [Вт/(м2*К)] от масла в пучке трубок с поперечным или близким к нему характером омывания определяется соотношением [7,стр.109]: м пр=мо, (2.7) где м-среднее значение коэффициента теплоотдачи, Вт/(м2*К); о-поправочный коэффициент (о=0,95-0,98) Для вычисления м воспользуемся формулой (4.31) [7,стр. 109]: м=0,354(м /)*Re0,6*Prм0,33*(Prм/Prw)0, 18, Вт/( м2*К) (2.8) где м - 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; -расстояние между внешними образующими трубок,м; Reм- критерий Рейнольдса для масла.
Он определяется следующим образом: Reм=(wм*/м) (2.9) где wм –скорость масла, м/с; м –вязкость масла tм.ср.= 54оС, м2/с; Reм=(0,5*0,003/6,68*10-6)=224 м=0,354(0,107/0,003)*2240,5* 101,720,33*(101,72/143,56)0,18=673,2 Вт/( м2*К) м 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/в) (2.10) где wв –скорость воды,м/с; dвн –внутренний диаметр трубки,м; в –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 в определяется по формуле[7,стр 114]: в=0,021*(в/ dвн)* Reв0,8* Prf0,43*( Prf/ Prw)0,25, Вт/( м2*К) (2.11) в –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; в=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=в*( 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*Tср), м2 (2.13) Q - количество охлаждаемого водой тепла, Вт; Tср - 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=м*tм=461*& #61508;tм (2.15) Следовательно: tм=q/м=14290/640 =21,3 оС Из рис.2.1 видно что tст.м.=tм.ср tм=54-21,3=32,7 оС Т.к. q=q1=q1=…=qn, то q=в*tв=4460*& ;#61508;tв tв=q/в=14290/446 0=3,2 оС tст.в.=tв.ср.+tв=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 в=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 м=0,354(0,107/0,003)*2240,5* 101,720,33*(101,72/132,8)0,18=695,3 Вт/( м2*К) м 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/с 0,7 1 1,3 1,5 wм, м/с 0,3 0,5 0,7 0,9 Reв 29806 14903 19374 22354 в, Вт/( м2*К) 7833 4493,3 5549,7 6222,7 qв, Вт/ м2 18799,5 10784 13319,2 14934,4 Reм 11,8 19,7 27,6 35,5 м, Вт/( м2*К) 321,5 412 492 557,8 qм, Вт/ м2 7779,4 9969,8 11904 13498 к, Вт/( м2*К) 308,6 384,6 456,6 507,6 F, м2 9,24 7,4 6,3 5,6 F, м2 8,4 6,7 5,7 5,1 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*в /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; в – 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**dвн2*&# 61554;в*wв ) (3.1.3) [6,стр27] Gв – массовый расход воды в трубном пространстве, кг/ч; dвн – внутренний диаметр трубок, м; в – 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/)0,5,м (3.2.1) [6,стр28] t – щаг труб в пучке,м; N – общее количество труб,шт;  - 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*м*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; м – 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=(/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=[(*( D2- N*dн2)-4*S1)/ ]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=(* D12/4)*[1-0,91**(dн/t)2], м2 (3.3.3) [6,стр29] D1 – диаметр кольцевой перегородки, м;  - 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**(dн/t)2)* )] 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=*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/[*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: (/dn2)=(G/(3600* *wn)) (3.4.1) [6,стр31] G – расход теплоносителя, кг/ч;  - плотность теплоносителя, кг/м3; wn – скорость теплоносителя, м/с. dn=[(4*G)/( *3600**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 Рто в теплообменниках при прохождении теплоносителя по трубам и в межтрубном пространстве складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, Па: Рто=Ртр+= 508;Рмс=[(*L’* w2)/(dэ*2)]*+&am p;#61562;*( (w2*)/2), Па (4.1.1) [6,стр32]  - коэффициент гидравлического трения ( для латунных труб =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=*D; D – внутренний диаметр корпуса теплообменника, м; Sсм=3,14*0,223=0,7м; dэ=4*0,0065/0,7=0,037м  - плотность теплоносителя, кг/м3;  - 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 сопротивление Коэффициент 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 него 1 Таким образом, сумма коэффициентов местных сопротивлений для воды: в=1,5*2+2,5*3+1* 2=12,5.