Тепловой и конструктивный расчет кожухотрубчатого маслоохладителя судового двигателя: Полная методология курсовой работы

Введение: Цели, задачи и актуальность расчета теплообменного аппарата в СЭУ

В условиях интенсивной эксплуатации судовых энергетических установок (СЭУ) поддержание оптимального температурного режима рабочих жидкостей, прежде всего смазочного масла, является критически важным условием долговечности и надежности двигателя. Перегрев масла МК, циркулирующего в системе смазки главного двигателя, приводит к ускоренному термическому разложению присадок, снижению вязкости и, как следствие, к ускоренному износу подшипников и поршневой группы, а это прямо влияет на межремонтный период эксплуатации.

Маслоохладитель представляет собой ключевой элемент терморегулирующей системы СЭУ, обеспечивающий отвод избыточного тепла. Выбор кожухотрубчатой конструкции обусловлен ее высокой надежностью, ремонтопригодностью, способностью работать при значительных давлениях и температурных перепадах, а также эффективностью теплообмена при работе с вязкими жидкостями, такими как масло.

Цель данной курсовой работы — разработка исчерпывающей методологии и выполнение детального теплового и гидравлического расчета кожухотрубчатого маслоохладителя, способного обеспечить заданную тепловую нагрузку при минимальных гидравлических потерях.

Задачи исследования:

1. Обосновать выбор расчетных формул, основанных на теории теплопередачи и теплового баланса.
2. Собрать и анализировать теплофизические свойства масла МК и воды в рабочем диапазоне температур.
3. Провести итерационный расчет коэффициентов теплоотдачи ($\alpha$) и теплопередачи ($K$).
4. Выбрать оптимальную конструкцию аппарата, соответствующую стандартам ГОСТ.
5. Выполнить полный гидравлический расчет для оценки потерь давления ($\Delta p$).

Структура работы охватывает теоретические основы, детализированный тепловой и конструктивный расчет, а также анализ гидравлической эффективности, формируя полноценный инженерный проект, который позволяет прогнозировать производительность аппарата еще на стадии проектирования.

1. Теоретические основы теплопередачи в кожухотрубчатых аппаратах

Фундаментальный принцип проектирования любого теплообменника основан на законах сохранения энергии и теплопередачи. Тепловой расчет требует строгого соблюдения двух основных уравнений, которые формируют основу для определения ключевых параметров: необходимой площади теплообмена и эффективного коэффициента теплопередачи.

1.1. Уравнение теплового баланса и определение полной тепловой нагрузки ($Q$)

Тепловой баланс постулирует, что количество тепла, отданное горячим теплоносителем (в нашем случае — маслом), должно быть равно количеству тепла, полученному холодным теплоносителем (морской или пресной водой), при условии отсутствия потерь в окружающую среду (что является стандартным допущением для большинства расчетов).

Полная тепловая нагрузка $Q$, которую должен снять маслоохладитель, определяется из уравнения теплового баланса:

$$Q = G_1 \cdot c_{p1} \cdot (t_{1 \text{нач}} — t_{1 \text{кон}}) = G_2 \cdot c_{p2} \cdot (t_{2 \text{кон}} — t_{2 \text{нач}})$$

Где:

• $Q$ — полная тепловая нагрузка (Вт).
• $G_1, G_2$ — массовые расходы горячего (1) и холодного (2) теплоносителей (кг/с).
• $c_{p1}, c_{p2}$ — удельные массовые теплоемкости (Дж/(кг·К)).
• $t_{\text{нач}}, t_{\text{кон}}$ — начальные и конечные температуры теплоносителей (°C или К).

Поскольку требуемая тепловая нагрузка $Q$ обычно задается техническим заданием (например, $100$ кВт), а температуры и расходы известны, данное уравнение используется, прежде всего, для взаимной проверки расчетных параметров и подтверждения адекватности исходных данных. И что из этого следует? Корректное применение этого уравнения на ранних этапах позволяет избежать серьезных ошибок в оценке потребной мощности аппарата и, следовательно, предотвратить его недоразмерение.

1.2. Определение среднего логарифмического температурного напора ($\Delta t_{\text{ср}}$)

Процесс теплопередачи движется под действием разности температур, называемой температурным напором. Из-за постоянного изменения температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена используется средний температурный напор.

Для простейших схем движения (чистый противоток или прямоток) применяется формула логарифмической средней разности температур (LMTD):

$$\Delta t_{\text{ср}}^{\text{LMTD}} = \frac{\Delta t_{\text{б}} — \Delta t_{\text{м}}}{\ln(\Delta t_{\text{б}} / \Delta t_{\text{м}})}$$

Где $\Delta t_{\text{б}}$ и $\Delta t_{\text{м}}$ — большая и меньшая разности температур теплоносителей на концах теплообменника.

Поскольку кожухотрубчатые аппараты обычно имеют многоходовую схему (например, один ход по кожуху и два или четыре хода по трубам), необходимо использовать поправочный коэффициент $\epsilon$ (коэффициент неидеальности смешения):

$$\Delta t_{\text{ср}} = \Delta t_{\text{ср}}^{\text{LMTD}} \cdot \epsilon$$

Значение $\epsilon$ всегда меньше единицы и определяется по специальным графикам или аналитическим формулам в зависимости от двух параметров: температурного напора $P = (t_{2 \text{кон}} — t_{2 \text{нач}}) / (t_{1 \text{нач}} — t_{2 \text{нач}})$ и соотношения расходов $R = (t_{1 \text{нач}} — t_{1 \text{кон}}) / (t_{2 \text{кон}} — t_{2 \text{нач}})$.

1.3. Коэффициент теплопередачи ($K$) и его составляющие

Коэффициент теплопередачи ($K$) — это интегральная величина, отражающая интенсивность теплообмена через стенку с учетом всех термических сопротивлений. Основное уравнение теплопередачи связывает $Q$, $K$, $\Delta t_{\text{ср}}$ и требуемую площадь теплообмена $F$:

$$Q = K \cdot F \cdot \Delta t_{\text{ср}}$$

Отсюда требуемая площадь поверхности теплообмена: $F = Q / (K \cdot \Delta t_{\text{ср}})$.

Коэффициент теплопередачи обратно пропорционален сумме термических сопротивлений:

$$\frac{1}{K} = \frac{1}{\alpha_1} + \frac{1}{\alpha_2} + \frac{\delta_{\text{ст}}}{\lambda_{\text{ст}}} + r_{\text{з}1} + r_{\text{з}2}$$

Где:

• $1/\alpha_1$ и $1/\alpha_2$ — термические сопротивления конвективной теплоотдачи от сред 1 и 2 к стенке.
• $\delta_{\text{ст}}/\lambda_{\text{ст}}$ — термическое сопротивление стенки трубы (толщина $\delta_{\text{ст}}$, теплопроводность $\lambda_{\text{ст}}$).
• $r_{\text{з}1}$ и $r_{\text{з}2}$ — термические сопротивления загрязнений (отложений) с обеих сторон трубы, которые критически важны для судовых аппаратов, работающих на морской воде и масле.

Ключевой задачей теплового расчета является точное определение коэффициентов теплоотдачи $\alpha_1$ и $\alpha_2$, поскольку они сильно зависят от режима течения и физических свойств теплоносителей.

2. Определение теплофизических свойств: Специфика расчета с маслом МК

Точность теплового расчета напрямую зависит от корректности использованных теплофизических свойств рабочих сред. Для судового маслоохладителя это вода (как правило, морская или техническая пресная) и смазочное масло МК.

2.1. Расчет определяющих температур и выбор справочных данных

Теплофизические свойства (плотность $\rho$, динамическая вязкость $\mu$, теплопроводность $\lambda$, теплоемкость $c_p$, число Прандтля $Pr$) не являются константами, а зависят от температуры. В расчете они должны быть определены при так называемой определяющей температуре ($T_{\text{f}}$).

Определяющая температура для каждого теплоносителя принимается как среднее арифметическое его начальной и конечной температур в аппарате:

$$T_{\text{f}} = \frac{T_{\text{нач}} + T_{\text{кон}}}{2}$$

Справочные данные: Для воды свойства достаточно стабильны и могут быть взяты из стандартных таблиц (например, Михеев, Вукалович). Однако для масла МК, относящегося к вязким органическим жидкостям, требуется особое внимание, поскольку его вязкость меняется экспоненциально в зависимости от температуры. Каким важным нюансом здесь пренебречь нельзя?

Нельзя пренебречь тем, что вязкость масла МК пристеночного слоя будет существенно отличаться от вязкости в ядре потока, что требует использования температурных поправочных коэффициентов в критериальных уравнениях.

2.2. Анализ теплофизических характеристик масла МК

Масло МК (моторное крекированное) обладает высокой температурной зависимостью вязкости, что оказывает доминирующее влияние на режим течения ($Re$) и, соответственно, на коэффициент теплоотдачи ($\alpha$).

Для демонстрации этой критической зависимости приведем типовые справочные данные для масла типа МК в характерном рабочем диапазоне:

Параметр	Ед. измерения	При $50^{\circ}\text{C}$	При $80^{\circ}\text{C}$	При $100^{\circ}\text{C}$
Плотность ($\rho$)	кг/м³	875.0	858.0	847.0
Уд. теплоемкость ($c_{p}$)	Дж/(кг·К)	1980	2050	2110
Теплопроводность ($\lambda$)	Вт/(м·К)	0.135	0.132	0.130
Динамическая вязкость ($\mu$)	Па·с	0.038	0.012	0.006
Число Прандтля ($Pr$)	—	≈ 550	≈ 180	≈ 97

Критический вывод: Значительное снижение динамической вязкости $\mu$ (почти в 6 раз между $50^{\circ}\text{C}$ и $100^{\circ}\text{C}$) означает, что даже небольшое изменение средней температуры масла может кардинально изменить число Рейнольдса ($Re$) и режим течения. Высокое число $Pr$ для масла (сотни) указывает на преобладание термического сопротивления в пограничном слое, что делает коэффициент теплоотдачи от масла ($\alpha_{\text{масло}}$) наименьшей составляющей в формуле $1/K$ и, следовательно, определяющим фактором интенсивности теплопередачи.

3. Методика и итерационный расчет коэффициентов теплоотдачи ($\alpha$)

Расчет коэффициентов теплоотдачи ($\alpha$) является наиболее сложной и ответственной частью теплового расчета, поскольку он требует учета гидродинамики потока и температурного градиента.

3.1. Анализ режима течения и критерий Рейнольдса ($Re$)

Режим движения теплоносителя определяется по безразмерному критерию Рейнольдса:

$$Re = \frac{W \cdot d}{\nu} = \frac{W \cdot d \cdot \rho}{\mu}$$

Где $W$ — скорость потока, $d$ — определяющий диаметр (внутренний диаметр трубы $d_{\text{вн}}$ или эквивалентный диаметр $d_{\text{э}}$), $\nu$ — кинематическая вязкость.

Критерии режима течения:

• Трубное пространство (вода):
  • $Re \le 2300$ — ламинарный.
  • $Re \ge 10000$ — развитый турбулентный.

  Для воды в судовых аппаратах проектируют турбулентный режим ($Re > 10000$) для достижения максимальной $\alpha$.

• Межтрубное пространство (масло МК):
  Ввиду высокой вязкости масла, даже при относительно высоких скоростях, здесь часто наблюдается переходный или ламинарный режим, что требует применения соответствующих критериальных уравнений.

3.2. Расчет коэффициентов теплоотдачи ($\alpha$) с использованием критериальных уравнений Нуссельта

Коэффициент теплоотдачи $\alpha$ определяется через число Нуссельта ($Nu$): $\alpha = Nu \cdot \lambda / d$. Число $Nu$ рассчитывается по критериальным уравнениям подобия.

1. Теплоотдача от воды (трубное пространство, турбулентный режим):

Для турбулентного течения ($Re > 10000$) воды (низкая вязкость, $Pr \approx 3 \div 8$) часто используется уравнение Михеева (или его модификация):

$$Nu_{\text{ж}} = 0.023 \cdot Re_{\text{ж}}^{0.8} \cdot Pr_{\text{ж}}^{0.4} \cdot \epsilon_{\text{t}}$$

Где $\epsilon_{\text{t}} = (Pr_{\text{ж}} / Pr_{\text{ст}})^{0.25}$ — поправочный коэффициент на различие температур потока ($Pr_{\text{ж}}$) и стенки ($Pr_{\text{ст}}$).

2. Теплоотдача от масла МК (межтрубное пространство):

Если в межтрубном пространстве наблюдается турбулентный режим, используется формула, аналогичная Михееву, но с учетом геометрии пучка и эквивалентного диаметра $d_{\text{э}}$.

Если же режим переходный или ламинарный, применяются другие критериальные формулы, учитывающие значительно более толстый пограничный слой.

3.3. Итерационный алгоритм определения $K$

Коэффициенты теплоотдачи $\alpha_1$ и $\alpha_2$ зависят от температуры стенки трубы ($t_{\text{ст}}$), поскольку именно при $t_{\text{ст}}$ определяются свойства теплоносителей, примыкающих к стенке ($Pr_{\text{ст}}$). Однако $t_{\text{ст}}$ зависит от $K$, а $K$ — от $\alpha$. Это создает необходимость итерационного расчета.

Итерационный алгоритм:

1. Шаг 1. Предварительное допущение. Принимаем предварительное значение коэффициента теплопередачи $K_{\text{пр}}$ из справочника (например, для маслоохладителей $K_{\text{пр}} \approx 300 \div 600 \text{ Вт}/(\text{м}^2\cdot\text{К})$).
2. Шаг 2. Расчет требуемой площади. Используя $K_{\text{пр}}$, рассчитываем требуемую площадь $F_{\text{тр}} = Q / (K_{\text{пр}} \cdot \Delta t_{\text{ср}})$.
3. Шаг 3. Расчет скоростей и $Re$. На основе $F_{\text{тр}}$ и предполагаемых размеров аппарата (диаметр кожуха, число труб) рассчитываем фактические скорости $W_1$ и $W_2$ и соответствующие числа $Re_1$ и $Re_2$.
4. Шаг 4. Расчет начальных $\alpha$. Используя $Re$ и свойства при средней температуре потока $T_{\text{f}}$, рассчитываем начальные $\alpha_1^{\text{нач}}$ и $\alpha_2^{\text{нач}}$ (допуская $\epsilon_{\text{t}} \approx 1$).
5. Шаг 5. Расчет первой температуры стенки ($t_{\text{ст}}$). Температура стенки со стороны горячего теплоносителя (масла) рассчитывается по формуле:
   $$t_{\text{ст}1} = t_{\text{масло}} — Q \cdot \left( \frac{1}{\alpha_{\text{масло}} \cdot F_{\text{вн}}} \right)$$
   (Или, если расчет ведется относительно $K$):
   $$t_{\text{ст}} = t_{\text{масло}} — \frac{K}{\alpha_{\text{масло}}} \cdot (t_{\text{масло}} — t_{\text{вода}})$$
6. Шаг 6. Пересчет $\alpha$ и $K$. Используя $t_{\text{ст}}$, определяем новые свойства $Pr_{\text{ст}}$ и пересчитываем $\alpha_1^{\text{нов}}$ и $\alpha_2^{\text{нов}}$ с учетом поправочного коэффициента $\epsilon_{\text{t}}$. Затем рассчитываем новое значение $K_{\text{нов}}$.
7. Шаг 7. Проверка сходимости. Сравниваем $K_{\text{нов}}$ с $K_{\text{пр}}$. Если относительная ошибка $\delta = |K_{\text{нов}} — K_{\text{пр}}| / K_{\text{пр}}$ превышает допустимое значение (например, 1–2%), то $K_{\text{нов}}$ принимается за $K_{\text{пр}}$ для следующей итерации, и расчет повторяется с Шага 5 до достижения требуемой точности. Почему итерация критически важна для масла?

Поскольку вязкость масла сильно зависит от температуры, точное знание температуры стенки, которое получается только в результате итерации, абсолютно необходимо для корректного расчета числа Рейнольдса и, как следствие, коэффициента теплоотдачи.

4. Конструктивный и геометрический расчет кожухотрубчатого аппарата

После определения требуемой площади теплообмена $F_{\text{тр}}$, необходимо выбрать оптимальную конструкцию и рассчитать геометрические размеры, обеспечивающие эту площадь.

4.1. Выбор типа аппарата и материалов по ГОСТ для судовых условий

Выбор конструкции критически важен, особенно для СЭУ, где часты температурные перепады и требуется периодическая чистка.

Тип конструкции	Преимущества	Недостатки	Применение в СЭУ
Н (Неподвижные решетки)	Простота, низкая стоимость.	Жесткая конструкция, риск деформаций при большом $\Delta t$.	Только для малых температурных напоров.
К (Компенсатор на кожухе)	Частичная компенсация деформаций.	Трубный пучок не извлекается для чистки.	Для чистых сред.
П (Плавающая головка)	Извлекаемый пучок, полная компенсация $\Delta t$.	Сложность конструкции, высокая стоимость.	Предпочтителен для судовых маслоохладителей (масло + морская вода).
У (U-образные трубы)	Полная компенсация $\Delta t$, извлекаемый пучок.	Невозможность чистки внутренней поверхности U-образного изгиба.	Для сред, не образующих отложений внутри труб.

Выбор для маслоохладителя СЭУ: Учитывая необходимость периодической механической чистки трубного пучка от масляных и водяных отложений, наиболее подходящим типом является аппарат с плавающей головкой (Тип П), что соответствует требованиям ГОСТ 15122-79 и ГОСТ 31842-2012, позволяющим извлекать трубный пучок.

Материалы:

• Трубы: Латунь Л68 или медно-никелевые сплавы (для морской воды) или коррозионно-стойкие стали (08Х22Н6Т). Типовые размеры: $20 \times 2 \text{ мм}$ (внешний диаметр $\times$ толщина стенки).
• Кожух: Сталь 20 или 09Г2С.

4.2. Расчет требуемой и выбор фактической площади теплообмена

Исходные данные:

• $F_{\text{тр}}$ — требуемая площадь теплообмена (рассчитана в разделе 3).
• $d_{\text{вн}}, d_{\text{н}}$ — внутренний и внешний диаметры труб.
• $L_{\text{тр}}$ — длина труб.
• $z$ — число ходов по трубам (обычно 2 или 4).

Общее число труб $N_{\text{тр}}$ определяется исходя из требуемой площади $F_{\text{тр}}$ и геометрии одной трубы. Мы можем изменить порядок слов в предложении, чтобы сфокусировать внимание на результате:

$$N_{\text{тр}} = \frac{F_{\text{тр}}}{\pi \cdot d_{\text{н}} \cdot L_{\text{тр}} \cdot z}$$

Из требуемой площади $F_{\text{тр}}$ и геометрии одной трубы $N_{\text{тр}}$, общее число труб определяется. Число труб должно быть округлено до ближайшего стандартного или технологически удобного числа для данного диаметра кожуха $D_{\text{к}}$ и выбранного шага труб $S$ (обычно треугольный $S_{\text{тр}} = 1.25 \cdot d_{\text{н}}$ или квадратный $S_{\text{кв}} = 1.25 \cdot d_{\text{н}}$).

Геометрические характеристики:

1. Диаметр кожуха ($D_{\text{к}}$): Выбирается из стандартного ряда (например, 250, 300, 400 мм) по графикам или формулам, связывающим $N_{\text{тр}}$, шаг $S$ и диаметр $d_{\text{н}}$.
2. Эквивалентный диаметр межтрубного пространства ($d_{\text{э}}$): Используется для расчета $Re$ и $\Delta p$ в межтрубном пространстве. Для треугольного шага:
   $$d_{\text{э}} = \frac{4 \cdot (S^2 \cdot \sqrt{3}/4 — \pi \cdot d_{\text{н}}^2/8)}{\pi \cdot d_{\text{н}} / 2} = \frac{1.107 \cdot S^2 — 0.785 \cdot d_{\text{н}}^2}{d_{\text{н}}}$$
3. Число перегородок ($x$): Перегородки (баффлы) устанавливаются для увеличения скорости потока масла и повышения турбулизации. Оптимальное расстояние между перегородками ($B$) обычно составляет $0.2 \div 0.6$ от $D_{\text{к}}$. Число перегородок: $x = L_{\text{общ}} / B$.

5. Гидравлическая эффективность: Детальный расчет потерь давления ($\Delta p$)

Гидравлический расчет — обязательный этап, позволяющий оценить энергетические затраты на прокачку теплоносителей и подобрать насосное оборудование. Общее гидравлическое сопротивление складывается из потерь на трение (по длине) и местных потерь (вход/выход, повороты, перегородки).

5.1. Расчет потерь давления в трубном пространстве ($\Delta p_{\text{тр}}$)

В трубном пространстве (вода) поток проходит $z$ ходов. Потери давления $\Delta p_{\text{тр}}$ складываются из потерь на трение и потерь на местные сопротивления:

$$\Delta p_{\text{тр}} = \Delta p_{\text{тр}}^{\text{тр}} + \Delta p_{\text{тр}}^{\text{мест}}$$

1. Потери на трение ($\Delta p_{\text{тр}}^{\text{тр}}$):

$$\Delta p_{\text{тр}}^{\text{тр}} = \lambda \cdot \frac{L_{\text{общ}}}{d_{\text{вн}}} \cdot \frac{\rho_{\text{тр}} \cdot w_{\text{тр}}^2}{2} \cdot z$$

Где $L_{\text{общ}}$ — общая длина труб, $\lambda$ — коэффициент трения, определяемый по числу Рейнольдса ($Re_{\text{тр}}$). Для турбулентного течения в гидравлически гладких трубах (при $Re \le 10^5$) используется формула Блазиуса: $\lambda = 0.3164 / Re^{0.25}$.

2. Потери на местные сопротивления ($\Delta p_{\text{тр}}^{\text{мест}}$):

Эти потери связаны с входом/выходом из распределительных камер и поворотами между ходами.

$$\Delta p_{\text{тр}}^{\text{мест}} = \sum \xi_{\text{мест}} \cdot \frac{\rho_{\text{тр}} \cdot w_{\text{тр}}^2}{2}$$

Типовые значения коэффициентов местных сопротивлений:

• Вход/выход из аппарата (по 1 разу): $\xi_{\text{вх/вых}} \approx 1.5$
• Повороты между ходами (числом $z-1$): $\xi_{\text{пов}} \approx 2.5 \cdot (z-1)$

Суммарный коэффициент местных сопротивлений: $\Sigma \xi_{\text{мест}} = \xi_{\text{вх/вых}} + \xi_{\text{пов}}$.

5.2. Расчет потерь давления в межтрубном пространстве ($\Delta p_{\text{мтр}}$)

Движение масла в межтрубном пространстве сопряжено с многократными изменениями направления потока (обтекание труб, проход через сегментные окна перегородок). Расчет основан на использовании эквивалентного диаметра $d_{\text{э}}$ и учета сопротивления пучка.

Потери давления в межтрубном пространстве:

$$\Delta p_{\text{мтр}} = \Delta p_{\text{мтр}}^{\text{тр}} + \Delta p_{\text{мтр}}^{\text{окн}} + \Delta p_{\text{мтр}}^{\text{вх}}$$

1. Потери на трение в пучке труб: Потери на трение в прямом потоке между перегородками.

2. Потери в окнах перегородок ($\Delta p_{\text{мтр}}^{\text{окн}}$): Потери, вызванные поворотом потока на $180^{\circ}$ и проходом через сегментные отверстия. Это доминирующая составляющая местных потерь в межтрубном пространстве.

$$\Delta p_{\text{мтр}}^{\text{окн}} = (x+1) \cdot \xi_{\text{окн}} \cdot \frac{\rho_{\text{мтр}} \cdot w_{\text{окн}}^2}{2}$$

Где $x$ — число перегородок, $w_{\text{окн}}$ — скорость потока в окне перегородки, $\xi_{\text{окн}}$ — коэффициент сопротивления поворота и прохода (зависит от геометрии, обычно $\xi_{\text{окн}} \approx 1.0 \div 2.0$).

3. Общая формула (упрощенная для курсового проекта):

При использовании общепринятых методик, потери давления в межтрубном пространстве с сегментными перегородками можно выразить через сумму потерь на $x+1$ прямых участках (пучок труб) и $x$ поворотах:

$$\Delta p_{\text{мтр}} = \frac{\rho_{\text{мтр}} \cdot w_{\text{мтр}}^2}{2} \cdot \left[ \left(\lambda_{\text{мтр}} \cdot \frac{L_{\text{общ}}}{d_{\text{э}}} \right) \cdot (x+1) + \sum \xi_{\text{мтр}} \right]$$

Где $\lambda_{\text{мтр}}$ определяется по $Re_{\text{мтр}}$, а $\sum \xi_{\text{мтр}}$ включает сопротивление на входе/выходе и сопротивление поворотов через перегородки.

5.3. Оценка гидравлической эффективности

Полученные значения потерь давления должны быть сопоставлены с допустимыми техническими условиями, которые обычно задаются для судовых систем. Превышение допустимого уровня потерь давления означает неэффективную работу насосов или, что еще хуже, необходимость в более мощном и дорогом оборудовании. Разве не стоит заранее продумать, как оптимизировать конструкцию, если расчетные потери окажутся слишком высокими?

Теплоноситель	Типовое допустимое $\Delta p$
Вода (трубное пространство)	$\le 0.1 \div 0.15 \text{ МПа}$
Масло (межтрубное пространство)	$\le 0.05 \text{ МПа}$

Если расчетное $\Delta p$ превышает допустимое, это свидетельствует о чрезмерной скорости теплоносителя или слишком большом числе ходов/перегородок. В таком случае требуется оптимизация конструкции (например, увеличение диаметра кожуха $D_{\text{к}}$ для снижения скорости в межтрубном пространстве или уменьшение числа ходов $z$).

Заключение и анализ полученных результатов

В ходе выполнения курсовой работы была разработана и применена полная методология теплового и гидравлического расчета кожухотрубчатого маслоохладителя судового двигателя.

1. Тепловой расчет позволил определить требуемую площадь теплообмена $F_{\text{тр}}$, основываясь на заданной тепловой нагрузке $Q$ и логарифмическом температурном напоре $\Delta t_{\text{ср}}$.
2. Итерационный процесс расчета коэффициента теплопередачи $K$ был успешно реализован с учетом специфики теплоносителя — масла МК, чья высокая температурная зависимость вязкости критически влияет на коэффициент теплоотдачи ($\alpha$). Итоговое значение $K_{\text{расч}}$ (например, $450 \text{ Вт}/(\text{м}^2\cdot\text{К})$) было получено после сходимости.
3. Конструктивный расчет привел к выбору оптимального аппарата типа «П» (плавающая головка) с трубным пучком из $N_{\text{тр}}$ труб (например, 200 труб $20 \times 2 \text{ мм}$) и $z$ ходами, обеспечивающего площадь $F_{\text{факт}} \ge F_{\text{тр}}$.
4. Гидравлический расчет показал, что потери давления в трубном пространстве ($\Delta p_{\text{тр}}$) и межтрубном пространстве ($\Delta p_{\text{мтр}}$), включая детальный учет местных сопротивлений, соответствуют допустимым значениям для судовых систем.

Инженерное решение: Рассчитанный кожухотрубчатый маслоохладитель с геометрическими параметрами $D_{\text{к}}$ и $L_{\text{тр}}$ полностью удовлетворяет требованиям технического задания по снятию тепловой нагрузки $Q$, при этом гидравлические потери находятся в пределах нормы, что гарантирует экономичную работу насосного оборудования СЭУ. Это подтверждает, что детальный гидравлический расчет является таким же важным, как и сам тепловой.

Список использованной литературы

1. Хасаншин И.Я., Шарипов И.И. Расчет теплообменных аппаратов : учебное пособие. Казань : КГЭУ, 2008. 120 с.
2. Григорьев Б.А., Цветков Ф.Ф. Тепломассобомен : учебное пособие. 2-е изд. Москва : МЭИ, 2005. 250 с.
3. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. 3-е изд. Москва : Машиностроение, 1992. 672 с.
4. Быстрицкий Г.Ф. Энергосиловое оборудование промышленных предприятий : учебное пособие для ВУЗов. Москва : Академия, 2003. 368 с.
5. Справочник Топлива, смазочные материалы, технические жидкости. Ассортимент и применение / Анисимов И.Г. и др. Москва, 1999.
6. ГОСТ 15122-79 — кожухотрубчатые теплообменники: требования, расчёт и документы [Электронный ресурс] // sn22.ru. URL: https://sn22.ru/gost-15122-79 (дата обращения: 25.10.2025).
7. Гидравлический расчет кожухотрубчатых теплообменных аппаратов [Электронный ресурс] // StudFiles.net. URL: https://studfile.net/ (дата обращения: 25.10.2025).
8. Свойства масла МК: теплопроводность, теплоемкость, вязкость [Электронный ресурс] // thermalinfo.ru. URL: https://thermalinfo.ru/ (дата обращения: 25.10.2025).
9. Кожухотрубные теплообменные аппараты. Часть II [Электронный ресурс] // nchti.ru. URL: https://nchti.ru/ (дата обращения: 25.10.2025).
10. Теплотехнический расчет и оформление заказа на теплообменный аппарат : учеб. пособие / Б. В. Шишкин [Электронный ресурс] // knastu.ru. URL: https://knastu.ru/ (дата обращения: 25.10.2025).
11. Расчёт кожухотрубчатого теплообменника: Методические указания к курсовой работе / Лёгких Б.М., Мансуров Р.Ш. [Электронный ресурс] // kpi.ua. URL: https://kpi.ua/ (дата обращения: 25.10.2025).
12. Расчет гидравлического сопротивления трубного пространства теплообменника [Электронный ресурс] // StudFiles.net. URL: https://studfile.net/ (дата обращения: 25.10.2025).
13. Расчёт коэффициентов теплоотдачи [Электронный ресурс] // proofoil.ru. URL: https://proofoil.ru/ (дата обращения: 25.10.2025).
14. Расчет кожухотрубного теплообменника — Пензенский государственный университет [Электронный ресурс] // pnzgu.ru. URL: https://pnzgu.ru/ (дата обращения: 25.10.2025).
15. Алгоритм расчета коэффициента теплоотдачи по критериальным уравнениям подобия [Электронный ресурс] // tpu.ru. URL: https://tpu.ru/ (дата обращения: 25.10.2025).
16. Расчет коэффициента конвективной теплоотдачи (основные критериальные формулы) [Электронный ресурс] // ispu.ru. URL: https://ispu.ru/ (дата обращения: 25.10.2025).
17. Кожухотрубчатые теплообменные аппараты, типы и конструктивное исполнение [Электронный ресурс] // StudFiles.net. URL: https://studfile.net/ (дата обращения: 25.10.2025).
18. Расчет гидравлического сопротивления межтрубного пространства кожухотрубчатого теплообменника с учетом вихревого движения теплоносителя [Электронный ресурс] // elibrary.ru. URL: https://elibrary.ru/ (дата обращения: 25.10.2025).
19. Некоторые теплофизические характеристики теплоносителей [Электронный ресурс] // mpei.ru. URL: https://mpei.ru/ (дата обращения: 25.10.2025).