Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!
МегаЛекции

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 = |ТА1В2| = |160-60| = 100 °С;

Δtвых = |ТА2В1| = |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/α1стст+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 = δстст+ 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∙µАA = 1530,8∙0,9635 ∙10-5 /0,022 = 0,67

 

Среднюю температуру воздуха определим, как среднее арифметическое его начальной и конечной температур:

 

ТВ = (ТВ1В2)/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∙µАстAст= 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; Δt ─ 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∙µBB = 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, м 2 R е A R е B α 1, Вт /(м 2 ∙ К) α 2, Вт /(м 2 ∙ 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∙ w 2тр∙ρтр/2d +[2,5(z-1)+2z]∙ w 2тр∙ρтр/2+3 w 2тр.ш∙ρтр/2 (2.16)

 

Скорость толуола рассчитывается по формуле:

 

w тр = 4∙GА∙z/(π∙d2вн∙n∙ρА) (2.17)

 

Отсюда скорость будет равна:

w тр =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:

 

w шт = 4∙GА/(π∙dшт2∙ρА) (2.19)

 

Отсюда скорость раствора в штуцерах будет равна:

w шт =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 w 2мтр/2 Reмтр0,2+1,5∙x∙ρмтр2 w 2мтр/2+3∙ρмтр w 2мтр.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:

 

w мтр = GВ/(Sмтр∙ρВ) (2.21)

 

w мтр=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

w мтр.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 w тр, м/с w тр.шт, м/с w мтр, м/с w мтр.шт, м/с m x ΔPтр, Па 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 = |ТАC1| = |110,8-20| = 90,8 °С,

Δtвых = |ТАC2| = |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/α1стст+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 = δстст+ 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∙µСС = 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∙µСстСст = 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; Δt ─ 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 R еС 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:

w шт =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 w тр, м/с w тр.шт, м/с Δ p тр, Па
0,0434 0,739 0,997 17864,5

 


Заключение

 

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.

 


Поделиться:





Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...