Расчет кожухотрубчатого теплообменного аппарата для нагревания органической жидкости насыщенным водяным паром

Рабочее давление в блочных теплообменниках  не превышает 2,9 10⁵ Н/м² (3 ат).

Теплообменники воздушного охлаждения

В последнее  время в промышленности получают все более широкое применение теплообменники воздушного охлаждения. Это объясняется ограниченностью  водных ресурсов и необходимостью уменьшения количества сточных вод, загрязняющих водоемы и требующих для очистки  сложных гидротехнических сооружений. Как показывают расчеты, использование  воздушных холодильников конденсаторов  взамен других известных аппаратов  экономически оправдано.

Основными элементами теплообменников воздушного охлаждения являются пучок оребренных труб и мощный осевой вентилятор, создающий  интенсивный поток воздуха через  трубный пучок (рисунок 124). Кроме  горизонтального расположения трубного пучка применяют вертикальные теплообменные  секции, а также наклонные (в холодильниках  шатрового и зигзагообразного типа). 

Теплообменники смешения

В теплообменниках  смешения можно осуществить нагревание или охлаждение газов и жидкостей, а также процессы испарения и  конденсации.

1 - вход продукта; 2 - выход продукта; 3 - вход воды для увлажнения воздуха.

Рисунок 13 - Воздушный холодильник.

Основным  условием их эффективной работы является высокая степень контакта между  газом и теплоносителем, что достигается  оформлением аппарата в виде колонны  с насадкой, практически не отличающейся по конструкции от абсорбционных  аппаратов.

Теплообменники  смешения характеризуются высокими коэффициентами теплопередачи и  большой производительностью, а  также незначительным гидравлическим сопротивлением. Они особенно удобны для конденсации водяного пара водой  и поэтому часто применяются  в производствах, где реакции  проводятся в присутствии водяного пара как разбавителя.

Теплообменники  смешения удобно применять и в  тех случаях, когда в качестве хладоагента используется ожиженный  целевой продукт. Например, в производствах  хлористого метила и метилена реакционный  газ охлаждается в холодильнике смешения, орошаемом хлористым метиленом.

Теплообменники  смешения очень удобно применять  при работе с агрессивными средами. Стенки аппарата могут быть футерованы коррозионно–стойким материалом, а  насадка изготовлена из такого же материала, причем это не оказывает  абсолютно никакого влияния на условия  теплопередачи, так как последняя  происходит в пленке жидкости на поверхности  нас и стенок. Таким образом, теплообменники смешения во всех случаях могут быть изготовлены из дешевых материалов.

Возможность применения смесительных теплообменников  ограничена тем, что далеко не всегда допустимо смешение реакционных  газов с теплоносителями. Объясняется  это двумя обстоятельствами: 1) вредным  влиянием теплоносителя на компоненты реакционной смеси; 2) нежелательностью разбавления смеси парами или  жидкими теплоносителями.

Например, при производстве этилового спирта прямой гидратацией этилена не следует  использовать конденсаторы смешения, так как это вызовет разбавление  спирта водой, что приведет к повышению  расхода пара в процессе ректификации.

В качестве теплообменников смешения могут  использоваться, помимо аппаратов с  насадкой, также колонны с механическим распыливанием жидкости, однако это  вряд ли целесообразно, так как усложнения конструкции не дает особых преимуществ. Весьма эффективными теплообменниками смешения оказались пенные аппараты. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     3. Расчетная часть.

  При определении необходимых для  расчетов значений некоторых физико-химических величин такие как β, μ, ρ, с, γ, в зависимости в которых от температуры приводятся в соответствующих таблицах ([1]).  

  3.1. Расчет общих характеристик процесса.

  На  основании данных следует, что давлению p_абс = 1,4 кгс/см² соответствует температура насыщенного водяного пара 108,7°C.

  Температурная схема: 

108,7 ¾¾ 108,7

t_нач ¾® t_кон

Dt_б = 108,7 – t_нач           Dt_м = 108,7 – t_кон

                       Dt_б = 108,7 – 18 = 90,7     Dt_м = 108,7 – 65 = 43,7 

                                   Средняя разность температур:

,

Dt_ср = (90,7 – 43,7)/ln (90,7/43,7) = 64,4 °C

     В дальнейшем для обозначения водяного пара (межтрубное пространство) принимается индекс «1», а для обозначения нагреваемой жидкости (трубное пространство) – индекс «2».

     Примечание: G₂ = G = 8,9 кг/с ; t_2,нач= t_нач = 18°C; t_2,кон = t_кон = 65°C.

     Средняя температура жидкости: t₂ = t₁ – Δt_ср.

t₂  = 44,3°C (по табл. 1)

     Объемный  расход жидкости (V), м³/с рассчитывается по формуле:

 = 11,6 м³/с (по табл. 1),

где r₂ – плотность жидкости, кг/м³ при температуре t₂ [1, (c. 512, табл. IV)]. 

     Расход  теплоты на нагревание жидкости:

Q = G₂ c₂ (t_2,кон – t_2,нач) = 8,9 · 306 · 47 = 130000 Вт = 0,13 МВт (по табл.)

где c₂ – удельная теплоемкость жидкости, Дж/(кг·К) при температуре t₂, [1 с. 562, рис. XI]) 

     Расход  сухого греющего пара (G₁), кг/с с учетом 10% потерь теплоты:

= 0,62 кг/с (по табл. 1),

где r – удельная теплота конденсации водяного пара, Дж/кг при температуре t₁ = 108,7°C.

     Для ориентировочного определения максимальной поверхности теплообмена необходимо задаться коэффициентом теплопередачи. Согласно [1] минимальное значение этого коэффициента, характеризующее теплообмен между конденсирующимся водяным паром и органической жидкостью, составляет K_мин = 120 Вт/(м²·К).

     В этом случае максимальная поверхность  теплообмена (F_макс), м² составит:

= 164 м² (по табл. 1).

     3.2 Последовательность проведения расчетов при турбулентном режиме течения жидкости в трубном пространстве.

     При турбулентном режиме течения должно выполняется условие: Re ≥ 10 000.

     Примечание: В дальнейшем при проведении расчетов в турбулентном режиме, так и в ламинарном, используются индексы «т» и «л» соответственно.

     Таким образом, скорость движения жидкости в  трубах должна быть больше ее предельного  минимального значения (w_2,т), м/с:

где μ₂ – динамический коэффициент вязкости жидкости, Па·с при температуре t₂ [1(с. 516, табл. IX)]; ρ₂ – плотность жидкости, кг/м³ при температуре t₂ [1(с. 512, табл. IV)]; d₂ – внутренний диаметр труб, м. Для расчетов можно выбрать трубы диаметром 25×2 мм. Тогда внутренний диаметр труб равен: d₂ = 25 – 2 · 2 = 21 мм.

μ₂ =1,33 · 10ˉ³ Па·с; ρ₂  = 768 кг/м³

     w_2,т =  10000 · 1,33 · 10ˉ³ Па·с / 0,021 м · 768 кг/м³ = 0,83 м/с. 

     Число труб на один ход теплообменника, необходимое  для обеспечения турбулентного режима:

= 45 шт. (по табл. 1)

     Задаваясь условиями: n_т < 45 шт. и F_т < 164 м² выбран теплообменник, который имеет наиболее простое устройство и меньшую металлоемкость, шестиходовой аппарат (z_т = 6) с внутренним диаметром кожуха D_т = 600 мм, числом труб на один ход трубного пространства n_т = 32,7, длиной труб L_т=6,0 м, и площадью поверхности теплообмена F_т = 91 м², (по данным [1, с. 215, табл. 4.12];[1, с. 533, табл. XXXIV]). 

     Перед проведением расчетов следует уточнить критерий Рейнольдса с учетом характеристики выбранного теплообменника:

Re_2,т = 10 000·(

/ ) = 10000·(45/32,7) = 13762;

     Критерий  Прандтля для жидкости при температуре  t₂:

,

где l₂ – коэффициент теплопроводности жидкости, Вт/(м·К) при температуре t₂  [1(с. 561, рис. X)], l₂  = 0,130 · 1,163 Вт/(м·К)

     Pr₂ = 306 Дж/(кг·К) · 1,33 · 10ˉ³ Па·с / 0,130 · 1,163 Вт/(м·К) = 2,7; 

     Критерий  Нуссельта для жидкости рассчитывается по уравнению:

Для расчетов можно приближенно принять (Pr_2,т/Pr_ст.2)^0,25  = 1,05;

     Nu_2,т = 0,021 · 13762^0,8 · 2,7^0,43  · 1,05 = 69; 

     Коэффициент теплоотдачи (α_2,т), Вт/(м²·К) для жидкости:

              α_2,т = 69 · 0,130 · 1,163 Вт/(м·К) / 0,021м = 497 Вт/(м²·К);

     Для расчета величины коэффициента теплоотдачи (α_1,т), Вт/(м²·К) при конденсации водяного пара на пучке горизонтальных труб следует воспользоваться формулой:

где ε = 0,6 – коэффициент, зависящий от расположения труб; B_t = f (λ, ρ, μ) = 1036 – функция для воды при температуре конденсации t₁ = 108,7°C.

     α_1,т =2,02 · 0,6 · 1036 · ((32,7 · 6· 6)/0,62)^1/3 = 79500 Вт/(м²·К); 

     Коэффициент теплопередачи K_т, Вт/(м²·К) определяется по выражению:

где Σr_ст – полное тепловое сопротивление стенки с учетом ее поверхностных загрязнений со стороны водяного пара и нагреваемой жидкости, (м²·К)/Вт.

     На  основании данных [1] следует принять тепловую проводимость загрязнений:

• со стороны греющего пара – 1 / r_загр.1 = 5800 Вт/(м²·К);
• со стороны жидкости – 1 / r_загр.2 = 5800 Вт/(м²·К).

     Коэффициент теплопроводности стали λ_ст = 46,5 Вт/(м·К), тогда

 Вт/(м²·К).

 K_т = 1/ ((1/79500) + (1/2580) + (1/497)) = 415(м²·К)/Вт

     Определение запаса площади поверхности  теплообмена.

Расчетная площадь поверхности теплообмена (F_р), м²:

где K – соответственно значения K_т

F_р = 130000Вт / 415 (м²·К)/Вт · 64,4ºС = 4,9 м²

Примечание: Расчетным диаметром при определении поверхности труб принимаем d₂, так как α_1,т >> α_2,т.

     Площадь поверхности теплообмена (F), м²:

F = pd₂(nz)L.

F = 3,14 · 0,021 м · 32,7 шт · 6 · 6 м = 77,6 м² 

     Запас площади поверхности теплообмена (З), %: