Подбор теплообменника для проведения процесса охлаждения и конденсации пара толуола
Министерство образования Республики Беларусь
Учреждение образования
«Белорусский государственный технологический
университет»
Кафедра
процессов и аппаратов химических производств
РАСЧЕТНО
– ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к
курсовой работе
по
процессам и аппаратам химических технологий
на тему "Подбор
теплообменника для проведения процесса охлаждения и конденсации пара
толуола"
Разработал
студент 3 курса
инженерно-экономического факультета
специальности 1-43 01 06 02
Стригельский А. В.
Руководитель
Калишук Д. Г.
Минск 2005
Содержание
Введение
1.
Литературный обзор
1.1
Теоретические основы теплообмена
1.2
Основные типы теплообменников
1.2.1
Назначение и классификация
теплообменных аппаратов
1.2.2
Обзор типовых теплообменных
аппаратов
1.3
Современное
аппаратурно-технологическое оформление процесса теплообмена
2.
Расчет холодильника первой ступени
2.1
Определение тепловой нагрузки
2.2
Определение расхода и тепловой нагрузки воздуха
2.3
Вычисление средней разности температур теплоносителей
2.4
Нахождение ориентировочной поверхности теплообмена Fор
и выбор рассчитываемого теплообменника
2.5
Расчет коэффициента теплопередачи K
2.6
Расчёт гидравлического сопротивления теплообменника
3.
Расчет конденсатора паров
толуола
3.1
Определение тепловой нагрузки
3.2
Определение тепловой нагрузки для второго теплоносителя ─
жидкого толуола и его расхода
3.3
Вычисление средней разности температур теплоносителей
3.4
Нахождение ориентировочной поверхности теплообмена Fор
и выбор рассчитываемого теплообменника
3.5
Уточненный расчет поверхности теплопередачи
3.6
Расчёт гидравлического сопротивления теплообменника
Заключение
Список использованных литературных
источников
Приложение А
Приложение Б
Введение
Современная химическая
промышленность в Беларуси развивается с 60-х годов в комплексе с
нефтеперерабатывающими и нефтехимическими предприятиями. Интенсивному развитию
в республике этой отрасли способствовал ряд благоприятных факторов: большая
потребность народного хозяйства в химической и нефтехимической продукции и
высокая эффективность её применения в промышленности и сельском хозяйстве;
открытие богатых запасов калийных солей на юге Минской области и нефтяных
месторождений в Гомельской области; разветвлённая сеть железных и автомобильных
дорог.
Начиная с 1958 года, в республике
осуществляется развёрнутое строительство новых, расширение и реконструкция
действующих химических предприятий. Химическая промышленность стала одной из
ведущих отраслей хозяйства, охватывающей многочисленные производства
разнообразных неорганических и органических продуктов, имеющих важное значение.
Возникли и получили промышленное применение процессы адсорбции, экстракции, молекулярной
дистилляции и др.
Современная химическая
промышленность насчитывает множество разнообразных производств, часто сильно
различающихся химической природой и физическими свойствами исходных веществ,
промежуточных и конечных продуктов, а также характером и условиями протекания
технологических процессов. Несмотря на перечисленные различия, число
элементарных процессов, повторяющихся в разных сочетаниях во всех химических
производствах, едва достигает двадцати. Из этого ограниченного числа элементарных
процессов или из некоторой их части, но в различной последовательности и при
разных рабочих условиях строится технология любого химического производства.
1
Литературный обзор
1.1
Теоретические основы теплообмена
При тепловых процессах тепло
передаётся от одного вещества к другому. Для самопроизвольного переноса тепла
одно из этих веществ должно быть более нагрето, чем другое. Вещества,
участвующие в процессе перехода тепла (теплообмен), называются теплоносителями.
Вещество с более высокой температурой, которое в процессе теплообмена отдаёт
тепло, называется горячим теплоносителем, а вещество с более низкой
температурой, воспринимающее тепло, холодным теплоносителем.
Существуют два основных способа
проведения тепловых процессов: путём непосредственного соприкосновения
теплоносителей и передачей тепла через стенку, разделяющую теплоносители.
При передаче тепла
непосредственным соприкосновением теплоносители обычно смешиваются друг с
другом, что не всегда допустимо; поэтому данный способ применяется сравнительно
редко, хотя он значительно проще в аппаратурном оформлении.
При передаче тепла через стенку
теплоносители не смешиваются, и каждый из них движется по отдельному каналу;
поверхность стенки, разделяющей теплоносители, используются для передачи тепла
и называется поверхностью теплообмена.
Различают установившийся и
неустановившийся процессы теплопередачи. При установившемся (стационарном)
процессе температуры в каждой точке аппарата не изменяются во времени, тогда
как при неустановившемся (нестационарном) процессе температуры изменяются во
времени. Установившиеся процессы соответствуют непрерывной работе аппаратов с
непрерывным режимом; неустановившиеся процессы протекают
в аппаратах периодического действия, а также при пуске и остановке аппаратов
непрерывного действия и изменении режима их работы.
Передача тепла от одного тела к
другому может происходить посредством теплопроводности, конвекции и
лучеиспускания.
Передача тепла теплопроводностью
осуществляется путём переноса тепла при непосредственном соприкосновении
отдельных частиц тела. При этом энергия передаётся от одной частицы к другой в
результате колебательного движения частиц, без их перемещения друг относительно
друга.
Передача тепла конвекцией
происходит только в жидкостях и газах путём перемещения их частиц. Перемещение
частиц обусловлено движением всей массы жидкости или газа (вынужденная или
принудительная конвекция), либо разностью плотностей жидкости в разных точках
объёма, вызываемой неравномерным распределением температуры в массе жидкости
или газа (свободная, или естественная, конвекция).
Конвекция всегда сопровождается
передачей тепла посредством теплопроводности.
Передача тепла лучеиспусканием
происходит путём переноса энергии в виде электромагнитных волн. В этом случае
тепловая энергия превращается в лучистую энергию (излучение), которая проходит
через пространство и затем снова превращается в тепловую при поглощении энергии
другим телом (поглощение).
Рассмотренные виды передачи тепла
редко встречаются в чистом виде; обычно они сопутствуют друг другу (сложный
теплообмен). Так при передаче тепла через стенку перенос тепла от горячего
теплоносителя к стенке и от стенки к холодному теплоносителю осуществляется
конвекцией, а через стенку – путём теплопроводности.
Теплообменными аппаратами, или
теплообменниками, называются устройства для передачи тепла от одних сред
(горячих теплоносителей) к другим (холодным теплоносителям). В химической
технологии теплообменные аппараты применяются для нагревания и охлаждения
веществ в различных агрегатных состояниях, испарения жидкостей и конденсации
паров, перегонки и сублимации, абсорбции и адсорбции, расплавления твёрдых тел
и кристаллизации, отвода и подвода тепла при проведении экзо- и эндотермических
реакций и т. д. соответственно своему назначению теплообменные аппараты
называют подогревателями, холодильниками, испарителями, конденсаторами,
дистилляторами, сублиматорами, плавителями и т. п.
Количество тепла, передаваемого в
единицу времени от одного тела к другому, называется тепловым потоком, и
выражается в Дж/сек или Вт, т. е. единицах мощности.
При теплообмене между
теплоносителями происходит уменьшение энтальпии (теплосодержания) горячего
теплоносителя и увеличение энтальпии холодного теплоносителя. Пусть количество
горячего теплоносителя, его начальная и конечная энтальпия равны соответственно
G кг/сек I1 и I2 Дж/кг, а количество холодного
теплоносителя и его начальная и конечная энтальпия g кг/сек i1 и i2
Дж/кг.
Примем также, что количество
тепла, передаваемое от горячего теплоносителя к холодному, составляет Q Вт (эта
величина называется тепловой нагрузкой аппарата), а потери тепла в окружающую
среду равны Qn Вт. Тогда
уравнение теплового баланса запишется в виде:
G·I1+g·i1 = G·I2 + g·i2 + Qn , (1)
Произведя перегруппировку,
получим:
G·(I1 – I2) = g·(i2 – i1) + Qn, (2)
Величина Qгор = G·(I1 – I2) представляет собой
количество тепла, отданного горячим теплоносителем, а величина Qхол = g·(i2 – i1)
количество тепла, сообщённое холодному теплоносителю.
Таким образом:
Qгор = Qхол
+ Qn , (3)
Т. е. тепло, отданное горячим
теплоносителем, частично передаётся холодному теплоносителю и частично
расходуется на компенсацию потерь в окружающую среду.
В теплообменных аппаратах потери
тепла обычно невелики (не более 2 – 3 %) и ими можно пренебречь. Тогда уравнение
теплового баланса примет вид:
Q = Qгор = Qхол , (4)
или
Q = G·(I1 –I2) = g·(i2 – i1), (5)
Расчет теплообменного аппарата
включает определение необходимой поверхности теплопередачи, выбор типа аппарата
и нормализованного варианта конструкции, удовлетворяющих заданным
технологическим условиям оптимальным образом. Необходимую поверхность
теплопередачи определяют из основного уравнения теплопередачи:
F = Q/(K·∆tcp), (6)
Тепловую нагрузку Q в
соответствии с заданными технологическими условиями находят из уравнения
теплового баланса для одного из теплоносителей:
— если агрегатное состояние
теплоносителя не меняется — из уравнения
Q = Gi·ci·[ti н - ti k], i =1,2, (7)
— при конденсации насыщенных
паров без охлаждения конденсата или при кипении — из уравнения
Q = Gi·ri , i =
1,2, (8)
— при конденсации перегретых
паров с охлаждением конденсата
Q = G1·(I1н – c1·t1k), (9)
где I1н
— энтальпия перегретого пара Дж/кг.
Если агрегатное состояние
теплоносителя не меняется, его среднюю температуру можно определить как
среднеарифметическую между начальной и конечной температурами:
ti = (tiн + tik)/2, i = 1,2, (10)
Более точное значение средней
температуры одного из теплоносителей
можно получить, используя среднюю
разность температур:
ti = tj
± ∆tcp, (11)
где tj —
среднеарифметическая температура теплоносителя с меньшим перепадом температуры
вдоль поверхности теплообмена, °С.
При изменении агрегатного
состояния теплоносителя его температура постоянна вдоль всей поверхности
теплопередачи и равна температуре кипения (или конденсации) зависящей от
давления и состава теплоносителя.
Для протекания процесса передачи
тепла необходимо наличие некоторой разности температур между горячим и холодным
теплоносителями. Эта разность температур является движущей силой процесса
теплопередачи и называется температурным напором. Если Т — температура горячего
теплоносителя, а t — температура холодного теплоносителя в °С, то температурный
напор:
q = T – t, (12)
Чем больше температурный напор,
тем выше скорость передачи тепла, причём количество тепла, передаваемого от
горячего теплоносителя к холодному, пропорционально поверхности теплообмена F
(м2), температурному напору q и времени τ, с :
Q = K·F·q·τ, (13)
где K —
коэффициент теплопередачи, Вт/м2∙К.
Если тепло переносится путём
теплопроводности через стенку, то, согласно закону Фурье, количество
передаваемого тепла пропорционально поверхности F, разности температур между
обеими поверхностями стенки (qст. = tст.1-tст.2),времени
τ и обратно пропорционально толщине стенки δ:
Q = [λ·F(tст1 – tст2)·τ]/δ = (λ·F·qст.·τ)/δ, (14)
где tст1 и tст2 —
температура поверхностей стенки; λ – коэффициент теплопроводности, Вт/(м∙К).
1.2
Основные типы теплообменников
1.2.1
Назначение и классификация теплообменных аппаратов
Теплообменными аппаратами, или
теплообменниками, называются устройства для передачи тепла от одних сред
(горячих теплоносителей) к другим (холодным теплоносителям). В химической
технологии теплообменные аппараты применяются для нагревания и охлаждения
веществ в различных агрегатных состояниях, испарения жидкостей и конденсации
паров, перегонки и сублимации, абсорбции и адсорбции, расплавления твердых тел
и кристаллизации, отвода и подвода тепла при проведении экзо- и эндотермических
реакций и т. д.
Соответственно своему назначению
теплообменные аппараты называют подогревателями, холодильниками, испарителями,
конденсаторами, дистилляторами, сублиматорами, плавителями и т.п.
По способу передачи тепла
различают теплообменные аппараты поверхностные и смесительные. В первом случае
передача тепла происходит через разделяющие твердые стенки, во втором —
непосредственным контактом (смешением) нагретых и холодных сред (жидкостей,
газов, твердых веществ). Поверхностные аппараты подразделяются на
рекуперативные и регенеративные. В рекуперативных аппаратах тепло от горячих
теплоносителей к холодным передается через разделяющую их стенку, поверхность
которой называется теплообменной поверхностью, или поверхностью нагрева. В
регенеративных аппаратах оба теплоносителя попеременно соприкасаются с одной и
той же стенкой, нагревающейся (аккумулируя тепло) при прохождении горячего
потока и охлаждающейся (отдавая аккумулированное тепло) при последующем
прохождении холодного потока. Регенераторы являются аппаратами периодического
действия, рекуператоры могут работать как в периодическом, так и в непрерывном
режимах.
1.2.2
Обзор типовых теплообменных аппаратов
При небольших тепловых нагрузках,
когда требуемая поверхность теплообмена не превышает 20 — 30 м2, целесообразно применение
теплообменников типа «труба в трубе» Такие теплообменники изготовляют следующих
типов: 1) неразборные однопоточные малогабаритные; 2) разборные одно- и
двухпоточные малогабаритные; 3) разборные однопоточные; 4) неразборные
однопоточные; 5) разборные многопоточные.
Неразборный теплообменник типа
«труба в трубе» изображен на рисунке 1 Эти теплообменники могут иметь один ход
или несколько (обычно четное число) ходов.
1 — теплообменная труба, 2 —
кожуховая труба, 3 — калач
Рисунок 1 – Неразборный
теплообменник типа «труба в трубе»
Конструкция разборного теплообменника
показана на рисунке 2 Однопоточный малогабаритный теплообменник (рисунок 2)
имеет распределительную камеру для наружного теплоносителя, разделенную на две
зоны продольной перегородкой. В крышке размещен калач, соединяющий
теплообменные трубы. Кожуховые трубы крепятся в трубных решетках, теплообменные
трубы герметизируются с помощью сальниковых уплотнений. Однопоточные разборные
теплообменники из труб большого диаметра (более 57 мм) выполняются без
распределительной камеры, так как штуцер для подвода наружного теплоносителя
можно приварить непосредственно к кожуховым трубам.
1 — теплообменная труба 2 —
распределительная камера для наружного теплоносителя 3 — кожуховая труба, 4 —
крышка
Рисунок 2 – Разборный
однопоточный малогабаритный теплообменник типа «труба в трубе»
Достоинством рассматриваемых
теплообменных аппаратов ям является возможность создания высоких и даже
одинаковых скоростей обоих теплоносителей и, следовательно, больших
коэффициентов теплоотдачи. К числу их недостатков относятся большое
гидравлическое сопротивление и значительная металлоемкость.
Наиболее широкое распространение
получили кожухотрубчатые теплообменные аппараты, используемые для теплообмена
между потоками в различных агрегатных состояниях (пар ─ жидкость,
жидкость ─ жидкость, газ ─ газ, газ ─ жидкость).
Кожухотрубчатые теплообменные
аппараты могут использоваться в качестве теплообменников, холодильников,
конденсаторов и испарителей.
Теплообменники предназначены для
нагрева и охлаждения, а холодильники — для охлаждения (водой или другим
нетоксичным, непожаро- и невзрывоопасным хладоагентом) жидких и газообразных
сред. Кожухотрубчатые теплообменники и холодильники могут быть двух типов: Н —
с неподвижными трубными решетками и К — с линзовым компенсатором неодинаковых
температурных удлинений кожуха и труб. Наибольшая допускаемая разность
температур кожуха и труб для аппаратов типа Н может составлять 20 — 60
градусов, в зависимости от материала кожуха и труб, давления в кожухе и
диаметра аппарата.
Теплообменники могут
устанавливаться горизонтально или вертикально, быть одно-, двух-, четырех- и
шестиходовыми по трубному пространству. Трубы, кожух и другие элементы
конструкции могут быть изготовлены из углеродистой или нержавеющей стали.
Распределительные камеры и крышки холодильников выполняют из углеродистой
стали.
Кожухотрубчатые конденсаторы
предназначены для конденсации паров в межтрубном пространстве, а также для
подогрева жидкостей и газов за счет теплоты конденсации пара. Они могут быть с
неподвижной трубной решеткой или с температурным компенсатором на кожухе,
вертикальные или горизонтальные. Конденсаторы могут быть двух-, четырех- и
шестиходовыми по трубному пространству
В кожухотрубчатых испарителях в
трубном пространстве кипит жидкость, а в межтрубном пространстве может быть
жидкий, газообразный, парообразный, парогазовый или парожидкостной
теплоноситель. Эти теплообменники могут быть только вертикальными одноходовыми,
с трубками диаметром 25X2 мм. Они могут быть с неподвижной трубной решеткой или
с температурным компенсатором на кожухе. Применение кожухотрубчатых
теплообменников с температурным компенсатором на кожухе (линзовый компенсатор)
ограничено предельно допустимым давлением в кожухе, равным 1,6 МПа. При большем
давлении в кожухе (1,6 — 8,0 МПа) следует применять теплообменники с плавающей
головкой или с U-образными трубами.
На рисунке 3 изображен
кожухотрубчатый теплообменник с плавающей головкой, предназначенной для
охлаждения (нагревания) жидких или газообразных сред без изменения их
агрегатного состояния. Не закрепленная на кожухе вторая трубная решетка вместе
с внутренней крышкой, отделяющей трубное пространство от межтрубного, образует
так называемую плавающую головку. Такая конструкция исключает температурные
напряжения в кожухе и в трубах. Кожухотрубчатые конденсаторы с плавающей
головкой отличаются от аналогичных теплообменников большим диаметром штуцера
для подвода пара в межтрубное пространство. Допустимое давление охлаждающей
среды в трубах до 1,0 МПа, в межтрубном пространстве — от 1,0 до 2,5 МПа. Эти
аппараты могут быть двух-, четырех- и шестиходовыми по трубному пространству.
Диаметр кожуха от 600 до 1400 мм, высота труб 6,0 м.
1 — крышка распределительной
камеры, 2 — распределительная камера, 3 — кожух, 4 — теплообменные трубы, 5 —
перегородка с сегментным вырезом, 6 — штуцер, 7 — крышка плавающей головки, 8 —
крышка кожуха
Рисунок 3 – Кожухотрубчатый
теплообменник с плавающей головкой
Теплообменники с U-образными
трубами (рисунок 4) применяют для нагрева и охлаждения жидких или газообразных
сред без изменения их агрегатного состояния. Они рассчитаны на давление до 6,4
МПа, отличаются от теплообменников с плавающей головкой менее сложной
конструкцией (одна трубная решетка, нет внутренней крышки), однако могут быть
лишь двухходовыми, из труб только одного сортамента: 20X2 мм. Кожухотрубчатые испарители с трубными пучками из U-образных
труб или с плавающей головкой имеют паровое пространство над кипящей в кожухе
жидкостью. В этих аппаратах, всегда расположенных горизонтально, горячий
теплоноситель (в качестве которого могут быть использованы газы, жидкости или
пар) движется по трубам. Кожухотрубчатые испарители могут быть с коническим
днищем (рисунок 5) диаметром 800—1600 мм и с эллиптическим днищем диаметром
2400—2800 мм. Последние могут иметь два или три трубных пучка. Допустимые
давления в трубах составляют 1,6—4,0 МПа, в кожухе — 1,0—2,5 МПа при рабочих
температурах от —30 до 450°С, т. е. выше, чем для испарителей с линзовым
компенсатором.
1 — распределительная камера, 2 —
кожух, 3 — теплообменные трубы, 4 — перегородка с сегментным вырезом, 5 —
штуцер
Рисунок 4 – Кожухотрубчатый
теплообменник с U образными трубами
Наибольшей компактностью
отличаются пластинчатые теплообменные аппараты; их удельная рабочая поверхность
достигает 1500 м2/м3.
В пластинчатых теплообменниках
поверхность теплообмена образована набором тонких штампованных гофрированных
пластин Эти аппараты могут быть разборными, элуразборными и неразборными
(сварными) В пластинах разборных теплообменников (рисунок 6) имеются угловые
отверстия для прохода теплоносителей и пазы, в которых закрепляются
уплотнительные и компонующие прокладки из специальных термостойких резин.
Пластины сжимаются между неподвижной и подвижной плитами таким образом, что
благодаря прокладкам между ними образуются каналы для поочередного прохода
горячего и холодного теплоносителей. Плиты снабжены штуцерами для присоединения
трубопроводов. Неподвижная плита крепится к полу, пластины и подвижная плита
закрепляются в специальной раме. Группа пластин, образующих систему
параллельных каналов, в которых данный теплоноситель движется только в одном
направлении (сверху вниз или наоборот), составляет пакет. Пакет по существу
аналогичен одному ходу по трубам в многоходовых кожухотрубчатых
теплообменниках.
1 — кожух, 2 — трубчатая решетка
плавающей головки, 3 — теплообменные трубы, 4 — неподвижная трубная решетка, 5
— распределительная камера 6 — крышка распределительной камеры, / — люк для
монтажа трубного пучка, // — выход остатка продукта, /// — дренаж, IV — вход
жидкого продукта V — выход газа или жидкости (теплового агента), VI — вход пара
или жидкости (теплового агента), VII — выход паров продукта, VIII — люк
Рисунок 5 – Кожухотрубчатый
испаритель с паровым пространством
Широкое применение получили
пластинчато-ребристые теплообменные аппараты компактность которых достигает
2000 м2/м3. Большими достоинствами этих аппаратов
являются: возможность осуществления теплообмена между тремя, четырьмя и более
теплоносителями; наименьший вес и объем (следовательно, и стоимость) по
сравнению с другими аппаратами. По своему устройству пластинчато-ребристые
теплообменники представляют собой набор тонких пластин, между которыми
располагаются тонкие гофрированные листы, припаянные к каждой пластине. Таким
образом, образуются сребренные поверхности теплообмена, а теплоноситель
разбивается на ряд мелких потоков. Аппарат может быть собран из любого числа
пластин, а теплоносители могут двигаться либо прямотоком, либо перекрестным
током.
1 — неподвижная плита, 2 —
теплообменная пластина, 3 — прокладка, 4 — концевая пластина, 5 — подвижная
плита
Рисунок 6 – Пространственная
схема движения теплоносителей (а) и условная схема компоновки пластин (б) в
однопакетном пластинчатом разборном теплообменнике
1.3
Современное аппаратурно-технологическое оформление процесса теплообмена
Теплообмен является одним из
важнейших процессов как в живой природе, так и для технологических производств.
Поэтому немало было разработано и разрабатывается по сей день теплообменных
установок, разнообразных методов проведения и контроля теплообменных процессов.
К современному теплообменному
оборудованию относят теплообменник который был изобретён в 1998 году Плоским
А.А., Банниковым Н.В., Громовым А.П., Суворовым А.П. и Федоровым Н.Н.
(акционерное общество открытого типа "Чебоксарский завод промышленных
тракторов"). Изобретение может быть использовано в теплообменниках для
нагрева теплом газов жидкого теплоносителя. Изобретение позволяет
компенсировать сердцевины теплообменников из сравнительно дешевых штампованных
пакетов, обеспечивающих удобство их чистки в эксплуатации и должную
турбулизацию теплоносителей.
Задачей данного изобретения
является создание теплообменника, исключающего сварку при изготовлении пакетов
сердцевины, а также обеспечивающего удобство чистки их в условиях эксплуатации
и должную турбулизацию теплоносителей.
Поставленная задача достигнута
здесь благодаря тому, что пакеты теплообменника, содержащего корпус с состоящей
из штампованных пакетов сердцевиной и патрубками для подвода теплоносителей в
соответствующие полости для вывода их из тех же полостей, выполнены в виде
бесшовных труб с прямоугольными торцами, соседние боковые стороны которых
совмещены друг с другом, а полости теплоносителей внутри пакетов и между ними
образованы волнообразными углублениями на сплющенных боковых поверхностях
пакетов, крайние из которых образуют боковые стенки корпуса. Указанная
совокупность отличается от прототипа и не обнаружена среди аналогичных
теплообменников — аналогов в тракторной отрасли техники. Более подробное
описание данного теплообменника представлено в приложении А.
Государственная морская академия
им. адм. С.О. Макарова (Овсянников М.К., Петухов В.А.) в 1998 году разработала
способ контроля тепловой эффективности теплообменного аппарата. Изобретение
предназначено для использования в теплотехнике и металлургии. Применение
предлагаемого способа в практике эксплуатации судовых теплообменных аппаратов
позволит объективно и достаточно точно оценить эффективность работы
теплообменных аппаратов и определить периодичность их профилактической чистки и
других работ по техобслуживанию, снизить затраты и повысить эффективность
технической эксплуатации теплообменных аппаратов различного типа и назначения,
более качественно выполнять работы по их совершенствованию на стадии
проектирования и технологии изготовления.
Это способ контроля тепловой
эффективности теплообменного аппарата (ТА), включающий измерение входных и
выходных значений температуры теплообменных сред, вычисление коэффициента
тепловой эффективности ТА (теплового КПД ТА), отличающийся тем, что измеряют
одновременно разности значений температур обоих теплоносителей ∆tmax и ∆tmin в установившемся
режиме работы ТА, после чего вычисляют et по формуле:
et = 1 – (∆tcp /∆tmax )
, (15)
где:
∆tcp = (∆tmax – ∆tmin )/(ln(∆tmax /∆tmin)), (16)
et
— коэффициент тепловой эффективности ТА;
∆tmax — максимальная разница значений температур
теплоносителей на входе ТА;
∆tmin
— минимальная разница значений температур теплоносителей на выходе из ТА;
и сравнивают его значения с
критическим, добиваясь выполнения условия
et ³
etkp , (17)
Более подробное описание данного
способа контроля тепловой эффективности теплообменного аппарата. представлено в
приложении Б.
2
Расчет холодильника первой ступени
Рассчитаем необходимую
поверхность теплообменника, в трубном пространстве, которого охлаждается со 160
до 110,8 °С толуол, с заданным массовым расходом GА = 2,92 кг/с.
В качестве охлаждающего
теплоносителя применяем воздух под давлением P = 0,15 МПа.
2.1
Определение тепловой нагрузки
Тепловая нагрузка со
стороны толуола рассчитывается следующим образом:
QА=
GА∙cА∙( TА2-TА1 ), (2.1)
где GА ─
массовый расход толуола, кг/с; cA = 1530,8 Дж/кг·К ─
теплоемкость толуола, при его температуре tA= 135,4 °С [3].
QА=
2,92∙1530,8∙(160-110,8) = 219920,85 Вт.
2.2
Определение расхода и тепловой нагрузки воздуха
Тепловую нагрузку со
стороны воздуха примем равной тепловой нагрузке со стороны толуола c учетом
потерь тепла в окружающую среду:
QВ
= β∙QА, (2.2)
где β ─ коэффициент,
учитывающий потерю тепла (примем его равным ─ 0,95).
QВ
= 0,95∙219920,85 = 208924,8 Вт.
GВ
= QВ/[cВ∙( TВ2-TВ1 )], (2.3)
где GB ─
массовый расход воздуха, кг/с; cВ = 1007,3 Дж/кг·К ─
теплоемкость воздуха, при его температуре tB = 42,5 °С [3].
GВ
= 208924,8 /[1007,3∙(60-25)] = 5,9 кг/с.
2.3
Вычисление средней разности температур теплоносителей
Принимаем схему
движения теплоносителей ─ противоток.
Тогда разность
температур на входе ─ Δtвх и на выходе ─ Δtвых
из теплообменника соответственно равны:
Δtвх
= |ТА1-ТВ2| = |160-60| = 100 °С;
Δtвых
= |ТА2-ТВ1| = |110,8-25| = 85,8 °С.
Средняя разность
температур теплоносителей:
Δtср =
(Δtвх + Δtвых)/2, (2.4)
Δtср =
(100 + 85,8)/2 = 92,9 °С.
2.4
Нахождение ориентировочной поверхности теплообмена Fор и выбор
рассчитываемого теплообменника
Решение вопроса о том,
какой теплоноситель направить в трубное пространство, обусловлено его температурой,
давлением, коррозионной активностью, способностью загрязнять поверхности
теплообмена, расходом и др. В рассматриваемом примере в трубное пространство
целесообразно направить толуол, так как он является наиболее
взрывопожароопасным теплоносителем. Это позволит снизить вероятность возникновения
аварийной ситуации при эксплуатации теплообменника.
Ориентировочное
значение поверхности:
Fор.=
Q/(K∙∆tср), (2.5)
где К ─
приблизительное значение коэффициента теплопередачи.
В соответствии с
таблицей 2.1[2] примем Кор= 45 Вт/м2∙К.
Fор.=
219920,85/(45∙92,9) = 52,9 м2
Рассчитаем необходимое
число труб, приходящееся на один ход теплообменника
n/z
= 4∙GА/(π∙dвн∙µА∙
Reop), (2.6)
где n ─ число
труб; z ─ число ходов по трубному пространству; dвн ─
внутренний диаметр труб, м;
Примем ориентировочное
значение Reop= 15000 , что соответствует развитому турбулентному
режиму течения в трубах. Очевидно, такой режим возможен в теплообменнике, у
которого число труб, приходящееся на один ход, равно:
─ для труб
диаметром dн = 20×2 мм ─
n/z
= 4∙2,92/(3,14∙0,016∙0,000009635∙15000) = 1608,6;
─ для труб
диаметром dн = 25×2 мм ─
n/z
= 4∙2,92/(3,14∙0,021∙0,000009635∙15000) = 1225,6.
В соответствии с ГОСТ
15120-79 и ГОСТ 15122-79 соотношение n/z принимает наиболее близкое к заданному
значению у теплообменника параметры, которого представлены в таблице 2.1.
Таблица 2.1 ─
Параметры кожухотрубчатого теплообменника согласно ГОСТ 15120-79 и ГОСТ
15122-79
D, мм
|
dн,
мм
|
z
|
n
|
L, м
|
F, м2
|
1000
|
0,025
|
1
|
747
|
3
|
176
|
Так как поверхность
теплообмена стандартного теплообменника намного больше ориентировочного
значения поверхности теплообмена, то принимаем решение установить нестандартный
теплообменник параметры, которого представлены в таблице 2.2.
Таблица 2.2─Параметры
нестандартного кожухотрубчатого теплообменника
D, мм
|
dн,
мм
|
z
|
n
|
L, м
|
F, м2
|
1000
|
0,025
|
1
|
747
|
1
|
58,67
|
2.5
Расчет коэффициента теплопередачи K
Коэффициент
теплопередачи K рассчитывается по формуле (2.7):
К =
(1/α1+δст/λст+rз1+ rз2+1/α2)-1,
(2.7)
где α1
и α2 ─ коэффициенты теплоотдачи со стороны
теплоносителей, Вт/(м2∙К); λст ─
теплопроводность материала стенки, Вт/(м∙К); δст ─
толщина стенки, м; 1/rз1 и 1/rз2 ─ термические сопротивления
слоев загрязнений с обеих сторон стенки, Вт/(м2∙К).
Сумма термических
сопротивлений со стороны стенки и загрязнений равна:
Σδ/λ
= δст/λст+ rз1+ rз2, (2.8)
При δст=
2 мм = 0,002 м, Для стали сталь 20 теплопроводность λст= 46,5
Вт/(м∙К). 1/rз1 = 5800 Вт/(м2∙К), 1/rз2 =
2800 Вт/(м2∙К) [3], термическое
сопротивление со стороны стенки равно:
Σδ/λ=
0,002/46,5+1/5800+1/2800 = 5,7∙10-4 м2∙К/Вт
Действительное число Re
вычисляется по формуле:
ReA
= 4∙GА∙z/(π∙dвн∙n∙µА)
(2.9)
ReA=
4∙2,92∙1/(3,14∙0,021∙747∙0,000009635) = 24610,56
Коэффициент теплоотдачи
со стороны толуола к стенке α1 равен:
α1
= λ/dвн(0,023∙Re0,8∙(Pr/Prст)0,25∙Pr0,4),
(2.10)
где Ргст ─
критерий Прандтля, рассчитанный при температуре стенки tст.
РгA
= cA∙µА/λA = 1530,8∙0,9635
∙10-5 /0,022 = 0,67
Среднюю температуру
воздуха определим, как среднее арифметическое его начальной и конечной
температур:
ТВ
= (ТВ1+ТВ2)/2 = (60+25)/2 = 42,5 °С
Среднюю температуру
толуола определяется следующим образом:
ТA
= ТB + Δtcp = 42,5 + 92,9 = 135,4 °С
Температуру стенки
можно определить из соотношения
tст
= Tср± Δt, (2.11)
где Tср ─
средняя температура теплоносителя, Δt ─ разность температур теплоносителя
и стенки.
Расчет α1
- ведем методом последовательных приближений.
В первом приближении
примем Δt1 = 60 °С. Тогда
tст1
=135,4 - 60 = 75,4 °С
РгАст=cAст∙µАст/λAст=
1320,5∙0,8348 ∙10-5 /0,0153 = 0,72
α1
= (0,0153/0,021)∙0,023∙24610,560,8∙(0,67/0,72)0,25∙0,670,4
= 65,68 Вт/(м2∙К)
Для установившегося
процесса передачи тепла справедливо уравнение:
q =
α1∙Δt1 = Δtст/(ΣΔδ/λ)
= α2∙Δt2, (2.12)
где q ─ удельная
тепловая нагрузка, Вт/м2; Δtcт ─ перепад
температур на стенке, °С; Δt2 ─ разность между температурой
стенки со стороны воздуха и температурой самого теплоносителя, °С.
Отсюда:
Δtст
= α1∙Δt1∙(Σδ/λ)
= 65,68∙60∙5,7 ∙10-4 = 2 °С
Тогда
Δt2
= Δtср-Δtст-Δt1=
92,9-2-60 = 30,9 °С
Коэффициент
теплоотдачи со стороны воздуха к стенке α2
Площадь сечения потока
в межтрубном пространстве для подобранного теплообменника Sмтр=
0,143 м2, тогда
ReВ
= GВ∙dн/(Sмтр∙µB)
(2.13)
ReВ
= 5,9∙0,025/(0,143∙0,00001926) = 53555
РгB
= cB∙µB/λB = 1007,5∙0,00001926/0,0279
= 0,6955
α2
= (0,0279/0,025)∙0,24∙535550,6∙0,69550,36 =
161,89 Вт/(м2∙К)
Вычислим тепловые
нагрузки со стороны каждого из теплоносителей:
─ со стороны
толуола ─
q′
= α1∙Δt1 = 65,68∙60 = 3940,8 Вт/м2;
─ со стороны
воздуха ─
q″
= α2∙Δt2 = 161,89∙30,9 = 5018,8
Вт/м2.
Как видим, q′≠q″.
Для второго приближения
примем Δt1 = 65 °С.
Тогда
tст1
= 135,4-65 = 70,4 °С
РгАст
= 1282,4∙0,8116 ∙10-5 /0,0145 = 0,72
α1
= (0,022/0,021)∙0,023∙24610,560,8∙(0,67/0,72)0,25∙0,670,4
= 65,68 Вт/(м2∙К)
Δtст
= 65,68∙65∙5,7 ∙10-4 = 2 °С
Δt2
= 92,9-2-65 = 25,9 °С
tст2
= 42,5 + 25,9 = 68,9 °С
α2
= (0,0279/0,025)∙0,24∙535550,6∙0,69550,36 =
160,18 Вт/(м2∙К)
Тепловые нагрузки со
стороны каждого из теплоносителей равны:
─ со стороны
толуола ─
q′
= 65,68∙65 = 4269,2 Вт/м2;
─ со стороны
воздуха ─
q″
= 160,18∙25,9 = 4148,8 Вт/м2.
Как видим, q′ ≈
q″.
Расхождение между
тепловыми нагрузками (2,8%) не превышает 5%, следовательно, расчет
коэффициентов α1 и α2 на этом можно закончить.
Коэффициент теплопередачи равен:
К=1/(1/65,68+1/160,18+5,7∙10-4)
= 45,3 Вт/(м2К)
Найдем уточненное значение
относительной тепловой нагрузки qср, как среднее арифметическое q′
и q″
qср
= (q′ + q″)/2 = (4269,2 + 4148,8)/2 = 4209 Вт/м2
Известно, что
относительная тепловая нагрузка связана с коэффициентом теплопередачи следующим
образом:
q =
K∙Δtср (2.14)
Тогда выражение для
нахождения уточненного значения требуемой поверхности теплообмена примет вид
F =
Q/(K∙Δtср) = Q/qср (2.15)
F =
219920,85/4209 = 52,25 м2
∆
= [(58,67-52,25)/58,67]∙100% = 10,94%
Результаты уточненного расчета поверхности
теплопередачи сведены в таблицу 2.3.
Таблица 2.3 ─ Результаты уточненного расчета поверхности теплопередачи
Количество
теплообменников, N
|
F, м2
|
RеA
|
RеB
|
α1, Вт/(м2∙К)
|
α2, Вт/(м2∙К)
|
1
|
1000
|
24610,56
|
53555
|
65,68
|
160,18
|
2.6
Расчёт гидравлического сопротивления теплообменника
Гидравлическое
сопротивление в трубном пространстве ∆pтр рассчитываем по
формуле:
∆pтр=
λ∙L∙z∙w2тр∙ρтр/2d
+[2,5(z-1)+2z]∙w2тр∙ρтр/2+3
w2тр.ш∙ρтр/2 (2.16)
Скорость толуола
рассчитывается по формуле:
wтр
= 4∙GА∙z/(π∙d2вн∙n∙ρА)
(2.17)
Отсюда скорость будет
равна:
wтр
= 4∙2,92∙1/(3,14∙0,0212 ∙747∙2,74)
= 4,1 м/с
Коэффициент трения в
трубах рассчитывается по формуле:
λ
= 0,25{lg[e/3,7+(6,81/Reтр)0,9]}-2, (2.18)
где е = Δ/dвн
─ относительная шероховатость труб; Δ ─ высота выступов
шероховатостей
е =
0,0002/0,021 = 0,0095
Отсюда коэффициент
трения будет равен:
λ
= 0,25{lg[0,0095/3,7+ (6,81/24610,56) 0,9]}-2 = 0,04.
Скорость раствора в
штуцерах рассчитывается по формуле:
wшт
= 4∙GА/(π∙dшт2∙ρА)
(2.19)
Отсюда скорость
раствора в штуцерах будет равна:
wшт
= 4∙2,92/(3,14∙0,32 ∙2,74) = 15 м/с.
Гидравлическое
сопротивление в трубном пространстве:
∆pтр
= 0,04∙1∙1∙4,12 ∙2,74/(0,021∙2)+[2,5(1-1)+2∙1]∙4,12
∙2,74/2+3∙2,74∙152/2 = 10147 Па.
Расчётная формула для
определения гидравлического сопротивления в межтрубном пространстве ∆pмтр
имеет вид:
∆pмтр=3∙m∙(x+1)∙ρмтр
w2мтр/2 Reмтр0,2+1,5∙x∙ρмтр2
w2мтр/2+3∙ρмтр w2мтр.шт
/2, (2.20)
где x ─ число
сегментных перегородок, m ─ число рядов труб, преодолеваемых потоком
теплоносителя в межтрубном пространстве.
Скорость воздуха в
наиболее узком сечении межтрубного пространства площадью Sмтр= 0,143
м2, рассчитывается по формуле:
wмтр
= GВ/(Sмтр∙ρВ) (2.21)
wмтр=
5,9∙/(0,143∙1,65) = 25 м/с
Число рядов труб,
омываемых потоком в межтрубном пространстве,
__________ ___________
m = √(n-1)/3+0,25
= √(747-1)/3+0,25 = 15,78
округляя в большую
сторону, получим m = 16. Число сегментных перегородок х = 0. Диаметр штуцеров к
кожуха dмтр.шт = 0,3 м, скорость потока в штуцерах
wмтр.шт
= 5,9∙4/(3,14∙0,32 ∙1,65) = 50,6 м/с
В соответствии с
формулой (2.20) сопротивление межтрубного пространства равно
∆pмтр=
3∙16∙(0+1)∙1,65∙252/(2∙535550,2)
+ 1,5∙0∙1,652 ∙252/2 +3∙1,65∙50,62/2
= 9141,1 Па.
Результаты гидравлического расчета холодильника
сведены в таблицу 2.4
Таблица 2.4 ─ Результаты гидравлического расчета
λ
|
wтр, м/с
|
wтр.шт, м/с
|
wмтр, м/с
|
wмтр.шт, м/с
|
m
|
x
|
ΔPмтр, Па
|
0,04
|
4,1
|
15
|
25
|
50,6
|
16
|
0
|
10147
|
9141,1
|
3
Расчет конденсатора паров толуола
Кожухотрубные
конденсаторы предназначены для конденсации паров в межтрубном пространстве, а
также для подогревания жидкостей за счет теплоты конденсации пара.
Рассчитаем необходимую
поверхность теплообменника, в межтрубном пространстве, которого конденсируется
толуол, с заданным массовым расходом GА = 2,92 кг/с, удельная
теплота конденсации rА = 362031 Дж/кг, температура толуола ТА =
110,8 °С [3].
В качестве
теплоносителя применяем толуол под давлением P = 0,5 МПа, который в трубном
пространстве нагревается от 20 до 95 °С [3].
3.1
Определение тепловой нагрузки
Тепловая нагрузка
аппарата:
QА
= GА∙rА, (3.1)
где GА ─
массовый расход толуола, кг/с; rA = 362031
Дж/кг ─ удельная теплота конденсации толуола, при его температуре tA=
110,8 °С [3].
QА
= 2,92∙362031 = 1057130,52 Вт
3.2
Определение тепловой нагрузки для второго теплоносителя ─ жидкого толуола
и его расхода
Тепловую нагрузку со
стороны второго теплоносителя примем равной тепловой нагрузке со стороны паров
толуола c учетом потерь тепла в окружающую среду:
QС = β∙QА,
(3.2)
где β ─
коэффициент, учитывающий потерю тепла (примем его равным ─ 0,95).
QС
= 0,95∙1057130,52 = 1004274 Вт
Расход жидкого толуола
на охлаждение:
GC
= QС/[cА∙(TС2-TС1)], (3.2)
где cС =
2062,53 Дж/кг·град ─ теплоемкость насыщенного водяного пара, при его
давлении P = 0,5 МПа, и температуре tС= 57,5 °С [3].
GC
= 1004274/[2062,53∙(95-20)] = 6,5 кг/с.
3.3
Вычисление средней разности температур теплоносителей
Принимаем схему
движения теплоносителей ─ противоток.
Тогда разность
температур на входе ─ tвх и на выходе ─ tвых
из теплообменника соответственно равны:
Δtвх
= |ТА-ТC1| = |110,8-20| = 90,8 °С,
Δtвых
= |ТА-ТC2| = |110,8-95| = 15,8 °С.
Средняя разность
температур теплоносителей:
Δtcp≡Δtcp.л=(Δtвх-Δtвых)/ln(Δtвх/Δtвых)
(3.4)
Δtсp=
(90,8-15,8)/ln(90,8/15,8) = 42,9 °С.
Среднюю температуру
толуола определяется следующим образом:
ТС
= ТА - Δtcp = 110,8-42,9 = 67,9 °С
3.4
Нахождение ориентировочной поверхности теплообмена Fор и выбор
рассчитываемого теплообменника
Решение вопроса о том,
какой теплоноситель направить в трубное пространство, обусловлено его температурой,
давлением, коррозионной активностью, способностью загрязнять поверхности
теплообмена, расходом и др. В рассматриваемом примере в трубное пространство
целесообразно направить толуол для охлаждения паров толуола, которые, в свою
очередь, будут конденсироваться в межтрубном пространстве. Ориентировочное
значение поверхности:
Fор.=
Q/(K∙∆tср), (3.5)
где К ─
приблизительное значение коэффициента теплопередачи.
В соответствии с
таблицей 2.1[2] примем Кор = 400 Вт/м2∙К.
Fор.=
1004274/(400∙42,9) = 58,5 м2
Рассчитаем необходимое
число труб, приходящееся на один ход теплообменника
n/z
= 4∙GС/(π∙dвн∙µС∙
Reop), (3.6)
где n ─ число
труб; z ─ число ходов по трубному пространству; dвн ─
внутренний диаметр труб, м; коэффициент динамической вязкости толуола равен ─
µС= 0,3888∙ ∙10-3 Па∙с.
Примем ориентировочное
значение Reop = 15000 , что соответствует развитому турбулентному
режиму течения в трубах. Очевидно, такой режим возможен в теплообменнике, у
которого число труб, приходящееся на один ход, равно:
─ для труб
диаметром dн=20×2 мм ─
n/z
= 4∙6,5/(3,14∙0,016∙0,0003888∙15000) = 88,7
─ для труб
диаметром dн=25×2 мм ─
n/z
= 4∙6,5/(3,14∙0,021∙0,0003888∙15000) = 67,6
В соответствии с ГОСТ
15120-79 и ГОСТ 15122-79 соотношение n/z принимает наиболее близкое к заданному
значению у теплообменника параметры, которого представлены в таблице 3.1.
Таблица 3.1 ─
Параметры кожухотрубчатого теплообменника согласно ГОСТ 15120-79 и ГОСТ
15122-79
D, мм
|
dн,
мм
|
z
|
n
|
L, м
|
F, м2
|
600
|
0,02
|
6
|
316
|
3
|
60
|
3.5
Уточненный расчет поверхности теплопередачи
Коэффициент
теплопередачи K рассчитывается по формуле (3.7):
К =
(1/α1+δст/λст+rз1+ rз2+1/α2)-1,
(3.7)
где α1
и α2 ─ коэффициенты теплоотдачи со стороны
теплоносителей, Вт/(м2∙К); λст ─
теплопроводность материала стенки, Вт/(м∙К); δст ─
толщина стенки, м; 1/rз1 и 1/rз2 ─ термические сопротивления
слоев загрязнений с обеих сторон стенки, Вт/(м2∙К).
Сумма термических
сопротивлений со стороны стенки и загрязнений равна:
Σδ/λ
= δст/λст+ rз1+ rз2, (3.8)
При δст=
2 мм = 0,002 м, Для стали сталь 20 теплопроводность λст= 46,5
Вт/(м∙К). 1/rз1= 5800 Вт/(м2∙К), 1/rз2=
5800 Вт/(м2∙К) [3] термическое сопротивление со стороны стенки
равно:
Σδ/λ
= 0,002/46,5+1/5800+1/5800 = 3,88 ∙ 10-4 м2∙К/Вт.
Действительное число Re
вычисляется по формуле:
ReС
= 4∙GС∙z/(π∙dвн∙n∙µС)
(3.9)
ReС
= 4∙6,5∙6/(3,14∙0,016∙316∙0,0003888) =
25273,28.
Коэффициент теплоотдачи
со стороны толуола к стенке α2 равен:
α2=
λ/dвн(0,023∙Re0,8∙(Pr/Prст)0,25∙Pr0,4),
(3.10)
где Ргст ─
критерий Прандтля, рассчитанный при температуре стенки tст.
РгС
= cС∙µС/λС = 2062,53∙0,3888
∙10-3 /0,128 = 6,62
Температуру стенки
можно определить из соотношения
tст
= Tср± Δt, (3.11)
где Tср ─
средняя температура теплоносителя, Δt ─ разность температур
теплоносителя и стенки.
Расчет α2
- ведем методом последовательных приближений.
В первом приближении
разность температур между толуолом и стенкой примем Δt2= 17 °С.
Тогда
tст2
= 67,9 + 17 = 84,9 °С
РгСст
= cСст∙µСст/λСст = 2003,9∙0,307
∙10-3 /0,1218 = 5,05
α2
= (0,1218/0,016)∙0,023∙25273,280,8∙(6,62/5,05)0,25∙6,620,4
= 1325,14 Вт/(м2∙К)
Для установившегося
процесса передачи тепла справедливо уравнение:
Q = α2∙Δt2
= Δtст/(ΣΔδ/λ) = α1∙Δt1,
(3.13)
где q ─ удельная
тепловая нагрузка, Вт/м2; Δtcт ─ перепад
температур на стенке, °С; Δt1 ─ разность между
температурой стенки со стороны паров толуола и температурой самого
теплоносителя, °С.
Отсюда:
Δtст
= α2∙Δt2∙(Σδ/λ)
= 1325,14 ∙17∙3,88 ∙10-4 = 8,75
Тогда
Δt1 = Δtср-Δtст-Δt2 = 42,9-8,75-17 = 17,15 °С
Коэффициент теплоотдачи
α1 толуола, конденсирующегося на пучке горизонтально
расположенных труб, определим по уравнению:
α
1=0,72∙ε∙[(rА∙ρж2∙λж3∙g)/(μж∙dн∙Δt2)]1/4,
(3.14)
где rА ─
теплота конденсации паров толуола, Дж/кг; dн ─ наружный
диаметр труб; ε ─ коэффициент, учитывающий то что при конденсации
пара на наружной поверхности пучка из n горизонтальных труб средний коэффициент
теплоотдачи несколько ниже, чем в случае одиночной трубы, вследствие утолщения
пленки конденсата на трубах, расположенных ниже: аср = εα.
При n > 100 приближенно можно принять ε = 0,6 [2]; ρж;
λж; μж ─ соответственно плотность, кг/м3;
теплопроводность Вт/(м∙К); вязкость, Па∙с; конденсата при средней
температуре пленки:
tпл
= TА-Δt1/2 (3.15)
tпл
= 110,8-17,15/2 = 102,23 °С
Таблица
3.2 ─ Параметры rС, ρж, λж,
μж для толуола при температуре tпл = = 102,23 °С [3]
rА, кДж/кг
|
364674,7
|
μж,
10-3∙Па∙с
|
0,264
|
ρж,
кг/м3
|
782,6
|
λж,
Вт/(м∙К)
|
0,117
|
Подставляя данные
таблицы 3.2 в выражение (3.14), получим:
α1
= 0,72∙0,6∙[(364674,7∙ 782,62 ∙ 0,1173∙
9,81)/(0,264 ∙ 10-3 ∙
0,02 ∙ 12,7)]1/4 = = 1104,96 Вт/(м2∙К)
Вычислим тепловые
нагрузки со стороны каждого из теплоносителей:
─ со стороны
паров толуола
q′
= α1∙Δt1 = 1104,96∙17,15 = 18950
Вт/м2;
─ со стороны
толуола
q″
= α2∙Δt2 = 1327,75∙17 = 22571,75
Вт/м2.
Как видим, q′≠q″.
Для второго приближения
зададим Δt2 = 15 °С
Тогда
tст2
= 67,9+15 = 82,9 °С
РгАст
= 1998,18∙0,311 ∙10-3 /0,12229 = 5,08
α2
= (0,12229/0,016)∙0,023∙25273,280,8∙(6,62/5,08)0,25∙6,620,4
= 1331,12 Вт/(м2∙К)
Δtст
= 1331,12 ∙15∙3,88∙10-4 = 7,74 °С
Δt1
= 42,9-7,74-15 = 20,16 °С
tпл
= 110,8-20,16/2 = 100,72 °С
Таблица 3.3 ─
Параметры rА, ρж, λж, μж для
толуола при температуре tпл = = 100,72°С [3]
rА,
кДж/кг
|
368700
|
μж,
10-3∙Па∙с
|
0,271
|
ρж,
кг/м3
|
788
|
λж,
Вт/(м∙К)
|
0,118
|
Подставляя данные
таблицы 3.3 в выражение (3.14), получим:
α1
= 0,72∙0,6∙[(368700∙
7882 ∙ 0,1183 ∙9,81)/(0,271 ∙
10-3 ∙ 0,02 ∙ 20,16)]1/4 =
=
1041,15 Вт/(м2∙К)
Тепловые нагрузки со
стороны каждого из теплоносителей равны:
─ со стороны
паров толуола
q′
= α1∙Δt1 = 1041,15 ∙20,16 = 20989,5
Вт/м2;
─ со стороны
толуола
q″
= α2∙Δt2 = 1331,12∙15 = 19966,8
Вт/м2.
Очевидно, что q′≠q″.
Для третьего
приближения зададим Δt2 = 15,5 °С
Тогда
tст2
= 67,9+15,5= 83,4 °С
РгАст
= 2001,63∙0,309 ∙10-3 /0,122 = 5,07
α2
= (0,122/0,016)∙0,023∙25273,280,8∙(6,62/5,07)0,25∙6,620,4
= 1328,6 Вт/(м2∙К)
Δtст
= 1328,6 ∙15,5∙3,88∙10-4 = 7 °С
Δt1
= 42,9-7-15,5 = 20,4 °С
tпл
= 110,8-18,66/2 = 101,5 °С
Таблица 3.4 ─
Параметры rА, ρж, λж, μж для
толуола при температуре tпл = = 101,5 °С [3]
rА,
кДж/кг
|
366343,5
|
μж,
10-3∙Па∙с
|
0,27
|
ρж,
кг/м3
|
785,8
|
λж,
Вт/(м∙К)
|
0,1179
|
Подставляя данные
таблицы 3.4 в выражение (3.14), получим:
α1
= 0,72∙0,6∙[(366343,5∙
785,82 ∙ 0,11793 ∙ 9,81)/(0,27 ∙
10-3 ∙ 0,02 ∙ 20,4)]1/4 = 1049,52 Вт/(м2∙К)
Тепловые нагрузки со
стороны каждого из теплоносителей равны:
─ со стороны
паров толуола
q′
= α1∙Δt1 = 1058,85∙18,66 = 21410,2
Вт/м2;
─ со стороны
толуола
q″
= α2∙Δt2 = 1328,6 ∙15,5 = 20593,3
Вт/м2.
Как видим, q′ ≈
q″.
Расхождение между
тепловыми нагрузками (3,8%) не превышает 5%, следовательно, расчет коэффициентов
α1 и α2 на этом можно закончить.
Коэффициент теплопередачи равен:
К=1/(1/1058,85+1/1328,6 +3,88∙10-4) = 479,59 Вт/(м2К)
Найдем уточненное
значение относительной тепловой нагрузки qср, как среднее
арифметическое q′ и q″
qср
= (q′+ q″)/2 = (21410,2 +20593,3)/2 = 21001,75 Вт/м2
Известно, что
относительная тепловая нагрузка связана с коэффициентом теплопередачи следующим
образом:
q=K∙Δtср (3.15)
Тогда выражение для
нахождения уточненного значения требуемой поверхности теплообмена примет вид
F =
Q/(K∙Δtср) = Q/qср (3.16)
F =
1057130,52/21001,75= 50,33 м2
Данный кожухотрубный
теплообменник с длиной труб L = 3 м и поверхностью F = 60 м2,
подходит с запасом:
∆
= [(60-50,33)/60]∙100% = 16 %
Результаты уточненного расчета поверхности
теплопередачи сведены в таблицу 3.5.
Таблица 3.5 ─ Результаты уточненного расчета поверхности теплопередачи
F, м2
|
RеС
|
Положение
труб
|
α1, Вт/(м2∙К)
|
α2, Вт/(м2∙К)
|
50,33
|
25273,28
|
горизонтально
|
1049,52
|
1328,6
|
3.6
Расчёт гидравлического сопротивления теплообменника
Гидравлическое
сопротивление в трубном пространстве ∆pтр рассчитываем по
формуле:
∆pтр
= λ∙L∙z∙w2тр∙ρтр/2d
+[2,5(z-1)+2z]∙w2тр∙ρтр/2+3 w2тр.ш∙ρтр/2
(3.17)
Скорость толуола
рассчитывается по формуле:
wтр=4∙GС∙z/(π∙d2вн∙n∙ρС)
(3.18)
Отсюда скорость будет
равна:
wтр=
4∙6,5∙6/(3,14∙0,016 2 ∙316∙830,4)
= 0,739 м/с.
Коэффициент трения в
трубах рассчитывается по формуле:
λ
= 0,25{lg[e/3,7+(6,81/Reтр)0,9]}-2, (3.19)
где е = Δ/dвн
─ относительная шероховатость труб; Δ ─ высота выступов
шероховатостей
е =
0,0002/0,016 = 0,0125.
Отсюда коэффициент
трения будет равен:
λ
= 0,25{lg[0,0125/3,7+ (6,81/25273,28) 0,9]}-2= 0,0434.
Скорость толуола в
штуцерах рассчитывается по формуле:
wшт
= 4∙GС/(π∙dшт2∙ρС)
(3.20)
Отсюда скорость
раствора в штуцерах будет равна:
wшт
= 4∙6,5/(3,14∙0,12 ∙830,4) = 0,997
м/с.
Гидравлическое
сопротивление в трубном пространстве:
∆pтр=0,0434∙3∙6∙0,7392∙830,4/(0,016∙2)+[2,5(6-1)+2∙6]∙0,7392∙830,4/2+
3∙830,4∙0,9972/2 = 17864,5Па.
Результаты гидравлического расчета кожухотрубчатого
конденсатора сведены в таблицу 3.6.
Таблица 3.6 ─ Результаты гидравлического расчета
λ
|
wтр, м/с
|
wтр.шт, м/с
|
Δpтр, Па
|
0,0434
|
0,739
|
0,997
|
17864,5
|
В
данной курсовой работе произведены теплотехнический, конструктивный и
гидравлический расчеты теплообменников. На основании этих данных было подобрано
следующее оборудование для проведения процесса охлаждения пара толуола и его
конденсации: вертикальный холодильник и горизонтальный конденсатор.
В
вертикальный одноходовой холодильник с параметрами:
—
диаметр кожуха 1000 мм;
—
число труб 747;
— длина труб 1 м;
— поверхность теплообмена 58,67 м2.
поступает
пар толуола (массовый расход равен 2,92 кг/с) при атмосферном давлении. Там он
охлаждается со 160 °С до 110,8 °С. Охлаждающим теплоносителем служит воздух
(давление 0,15 МПа, массовый расход 5,9кг/с). Который нагревается с 25 °С до 60
°С. Тепловая нагрузка со стороны толуола равна 219920,85 Вт, а со стороны
воздуха — 208924,8 Вт.
Конденсация
паров толуола производится в горизонтальном конденсаторе с параметрами:
—
диаметр кожуха 600 мм;
—
число труб 316;
— длина труб 3 м;
—
число ходов 6;
— поверхность теплообмена 60 м2.
Охлаждающим
теплоносителем служит толуол (давление 0,5 МПа, массовый расход 6,5 кг/с),
который нагревается с 20 °С до 95 °С.
Тепловая нагрузка со стороны паров толуола равна 1057130,52 Вт, со стороны толуола 1004274 Вт.
Список использованных
литературных источников
1.
Касаткин А. Г. Основные процессы и
аппараты химической технологии. –М.: Химия, 1973.
2.
Основные процессы и аппараты
химической технологии. Пособие по проектированию. Под ред. Ю. И. Дытнерского.–
М.: Химия, 1991.
3.
К. Ф. Павлов, П. Г. Романков, А.
А. Носков. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической
технологии. – Л.: Химия, 1970.
4.
Калишук Д.Г., Протасов С.К.,
Марков В.А. Процессы и аппараты химической технологии. Методические указания к
курсовому проектированию по одноименной дисциплине для студентов очного и
заочного обучения. – Мн: Ротапринт БГТУ, 1992.
5.
Гельперин Н. И. Основные процессы
и аппараты химической технологии М.: Химия, 1981. Т. 1. 384 с.
6.
Плановский А. Н., Рамм В. М.,
Каган С. 3. Процессы и аппараты химической технологии М.: Химия, 1967 848 с