Розрахунок необхідної поверхні теплообміну

Теплове навантаження теплообмінника

Температурний режим апарату

Тепловий розрахунок

Температура конденсації насиченої водяної пари при тиску 0,3 МПа t_к = 133,5⁰С; питома теплота конденсації r = 2153 кДж/кг [1].

Рис.1. Температурна схема

Розраховуємо різниці температур теплоносіїв на кінцях теплообмінника і середню рушійну силу Δt_с.

Δt_б = t_к – t_2п = 133,5 – 35 = 98,5⁰С;

Δt_м = t_к – t_2к = 133,5 – 110 = 23,5⁰С;

Оскільки Δt_б/Δt_м > 2, середню різницю температур визначаємо як середньо логарифмічну по залежності (2.8)

Δt_ср = (Δt_б – Δt_м) / [ln (Δt_б / Δt_м)] =

= (98,5 - 23,5) / ln(98,5/23,5) = 52,4⁰С.

Середні температури теплоносіїв:

температура конденсату дорівнює температурі гріючої пари t_к = 133,5⁰С;

- середня температура толуолу

t_2ср = t_к - Δt_ср = 133,5 – 52,4 = 81,1⁰С.

При середніх температурах теплоносіїв їх теплофізичні характеристики [1]:

Толуол:

- питома теплоємність с₂ = 1,82٠10³ Дж/(кг٠К);

- коефіцієнт теплопровідності λ₂ = 0,123 Вт/(м٠К);

- коефіцієнт динамічної в’язкості µ₂ = 0,31٠10^-3 Па٠с;

- питома густина ρ₂ =870 кг/м³;

- критерій Прандтля Рr = 4,6.

Конденсат:

- теплоємність с₁ = 1,95٠10³ Дж/(кг٠К);

- питома густина ρ₁ = 932 кг/м³;

- коефіцієнт динамічної в’язкості µ₁ = 0,207٠10^-3 Па٠с;

- коефіцієнт теплопровідності λ₁ = 0,684 Вт/(м٠К)

Пара:

- густина 1,65 кг/м³.

По формулі (2.3):

Q = G₂с₂(t_2к – t_2п) = 1,389٠1,82٠10³(110 – 35) = 1,89٠10⁵ Вт = 189 кВт.

G₂ = 5٠10³/3600 = 1,389 кг/с.

Витрата гріючої пари:

G₁ = Q/r = 189/2153 = 0,088 кг/с.

1.3.1. Розрахунок конструктивних розмірів апарату

Приймаємо, що теплообмінник виготовлений з теплообмінних труб

108 х 4 (внутрішня труба) і 159 х 4,5 (кожухова труба) (таблиця 2.9 додатку 2.1). Матеріал труб сталь Х18Н9Т. Коефіцєнт теплопровідності λ = 17,5 Вт/(м٠К).

Для забезпечення турбулентного режиму в теплообмінних трубах приймаємо число Рейнольдса Rе₂ = 15٠10³. Тоді швидкість руху толуолу в трубах повинна бути:

w₂ = Rе₂µ₂ / (d_вн ρ₂) = 15٠10³٠1,31٠10^-3 /(0,1٠870) = 0,226 м/с.

Число паралельно працюючих труб (число потоків) 108 х 4:

n = G₂/(0,785d_вн²w₂r₂) = 1,389/(0,785٠0,1²٠0,226٠870 = 0,899.

Приймаємо n = 1, тобто теплообмінник однопоточний.

Фактична швидкість толуолу:

w₂ = G₂/0,785d_вн²nr₂ = 1,389/(0,785٠0,1²٠1٠870) = 0,2 м/с.

Критерій Рейнольдса для толуолу:

Re₂ = w₂d₂r₂/m₂ = 0,2٠0,1٠870/(1,31٠10^-3) = 13282,

режим руху – турбулентний.

1.3.2. Розрахунок коефіцієнтів тепловіддачі й коефіцієнта теплопередачі

Коефіцієнт тепловіддачі від стінки до толуолу:

- критерій Нусельта розраховуємо по залежності (2.18):

Nu = 0,021ε_ℓRе^0,8 Рr^0,43 (Рr/ Рr_ст)^0,25,

поправочний коефіцієнт ε_ℓ, який враховує вплив на коефіцієнт тепловіддачі відношення довжини труби L до її діаметру d приймаємо рівним одиниці, тому що для теплообмінників з діаметром теплообмінних труб 108 х 4 мінімальна довжина труб 6 м (таблиця 2.9 додатку 2.1) і відношення L/d > 50.

Приймемо у першому наближенні (Pr₂/Pr_2ст)^0,25 = 1,

тоді

Nu₂ = 0,021٠13282^0,8٠4,6^0,43 = 80,5;

a₂ = Nu₂l₂/d_вн = 80,5٠0,123/0,1 = 99,02 Вт/(м²٠К).

Коефіцієнт тепловіддачі при конденсації пари на поверхні горизонтальної труби розраховуємо по залежності (2.64):

α₁ = 0,72 , (2.64)

де λ₁ – коефіцієнт теплопровідності плівки конденсату, Вт/(м٠К); r – питома теплота конденсації при температурі конденсації, Дж/кг; ρ₁ – густина конденсату, кг/м³; d_з – зовнішній діаметр труби, м; µ₁ - в’язкість конденсату, Па٠с; Δt = t_конд – t_ст.1.

Приймемо в першому наближенні температуру стінки як середньоарифметичну між температурою конденсації пари і середньою температурою толуолу

t_ст.1 = (t_1к + t_2ср)/2 = (133,5 + 81,1)/2 = 107,3⁰С.

Тоді Δt = 133,3 – 107,3 = 26⁰С.

α₁ = 0,72 = 1278,5 Вт/(м²٠К)

Приймаємо теплову провідність забруднень збоку конденсату 5800 Вт/(м²٠К) й таку саму теплову провідність зі сторони толуолу (таблиця 2.2 посібника).

Розраховуємо коефіцієнт теплопередачі по формулі:

К = = 87,11 Вт/(м²٠К)

Перевіримо температуру t_ст.1 за рівнянням:

t_ст.1 = t_к – К٠Δt_ср/α₁ = 133,5 – 87,11٠52,4/1278,5 = 129,9 ⁰С.

Висновок: прийнята раніше температура t_ст.1 (107,3⁰С) значно відрізняється від розрахованої (129,9).

Друге наближення – приймаємо температуру t_ст.1 = 129,9 ⁰С.

Тоді Δt = 133,5 – 129,9 = 3,6⁰С.

Перерахуємо α₁ і К:

α₁ = 0,72 = 2103,6 Вт/(м²٠К);

К = = 89,44 Вт/(м²٠К)

Перевіримо температуру стінки:

t_ст.1 = 133,5 – 89,44٠52,4/2103,6 =131,27⁰С.

Розрахована і прийнята температури стінки відрізняються незначно, тому третього наближення не робимо.

1.3.3. Розрахунок необхідної поверхні теплообміну і вибір стандартизованого теплообмінника.

З основного рівняння теплопередачі

F = Q/(К٠Δt_ср) = 189٠10³/(89,44٠52,4) = 40,3 м².

Вибираємо за таблицею 2.9 додатку 2.1 нерозбірний теплообмінник з наступними параметрами:

- діаметр теплообмінних труб…………………………..108 х 4 мм;

- число паралельних потоків…………………………….1;

- діаметр кожухових труб………………………………..159 х 4,5;

- довжина кожухових труб……………………………….12 м;

- кількість послідовно з’єднаних секцій……………… 10;

- загальна поверхня теплообміну……………………….. 40,6 м².

Дата добавления: 2017-02-01