Расчет тарельчатой ректификационной колонны (стр. 3 из 5)
Рис. 1.7. Спиральный теплообменник
Рис. 1.8. Схема блочного (из двух блоков) графитового теплообменника:
/ — графитовый блок; 2 — вертикальные каналы; 3 — горизонтальные каналы; 4 — корпус.
Таблица 1.6. Поверхности теплообмена и основные параметры блочных графитовых теплообменников (по данным [12])
| Каналы в блоке | Цена за | штуку, руб. | |||||||||||||||||||||
| Число | |||||||||||||||||||||||
| F, м2 | блоков, | горизонталь- | вертикальные | одна агрессив- | две агрессивные | ||||||||||||||||||
| шт. | ные, число шт. | диаметр. | число, | ная среда | среды | ||||||||||||||||||
| мм | шт. | ||||||||||||||||||||||
| Блоки 350X515X350 мм | |||||||||||||||||||||||
| 5,4 | 2 | 126 | 28 | 84 | 835 | 1090 | |||||||||||||||||
| 7,2 | 2 | 180 | 12 | 252 | 835 | 1090 | |||||||||||||||||
| 10,8 | 4 | 126 | 28 | 84 | 1520 | 2030 | |||||||||||||||||
| 14,4 | 4 | 180 | 12 | 252 | 1520 | 2030 | |||||||||||||||||
| 16.2 | 6 | 126 | 28 | 84 | 2185 | 2950 | |||||||||||||||||
| 21,6 | 6 | 180 | 12 | 252 | 2185 | 2950 | |||||||||||||||||
| Блоки 350X700X350 мм; 2 вертикальных хода | |||||||||||||||||||||||
| 14,6 | 4 | 126 | 28 | 108 | 2115 | 2705 | |||||||||||||||||
| 19,6 | 4 | 180 | 12 | 324 | 2060 | 2725 | |||||||||||||||||
| 21,9 | 6 | 126 | 28 | 108 | 2900 | 4126 | |||||||||||||||||
| 29,4 | 6 | 180 | 12 | 324 | 2910 | 3955 | |||||||||||||||||
| Блоки 350X700X350 мм; 4 вертикальных хода | |||||||||||||||||||||||
| 13,4 | 4 | 126 | 28 | 96 | __ | 2585 | |||||||||||||||||
| 19,0 | 4 | 180 | 12 | 324 | __ | 2725 | |||||||||||||||||
| 20,1 | 6 | 126 | 28 | 96 | __ | 3780 | |||||||||||||||||
| 28,5 | 6 | 180 | 12 | 324 | — | 3850 | |||||||||||||||||
* Диаметр горизонтальных каналов 12 мм.
Блочные графитовые теплообменники можно использовать для теплообмена между средами, одна из которых коррозионно-активна. Если коррозионно-активны обе среды, боковые плиты защищают специальными графитовыми вкладышами.
Поверхности теплообмена и основные параметры блочных графитовых теплообменников в соответствии с данными [12] приведены в табл.1.6.
2 РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
2.1 Расчет кожухотрубчатого теплообменника
Рассчитать и подобрать нормализованный кожухотрубчатый теплообменник для теплообмена между двумя водно-органическими растворами. Горячий раствор в количестве G1=6,0 кг/с охлаждается от t1н= 112,5 °С до t1к = 40°C. Начальная температура холодного раствора (G2 = 21,8 кг/с) равна t2н=20 "С. Оба раствора — коррозионно-активные жидкости с физико-химическими свойствами, близкими к свойствам воды. Горячая жидкость при средней температуре t1=76,3°С имеет следующие физико-химические характеристики: p1=986 кг/м3; λ1=0.662 Вт/(м*К); µ1 = = 0.00054 Па*с;
с1 =4190 Дж/(кг*К).
Расчет теплообменника проводят последовательно в соответствии с общей блок-схемой (см. рис. 2.2).
- Определение тепловой нагрузки:
Q = 6,0 • 4190 (112,5 — 40) = 1 822 650 Вт.
- Определение конечной температуры холодного раствора из уравнения теплового баланса:
t2к = t2н + Q/(G2C2) =20+1 822 650/(21,8 ∙ 4180) =40,0 °С
где 4180 Дж/(кг∙К) — теплоемкость с2 холодного раствора при его средней температуре t2 = 30°С. Остальные физико-химические свойства холодной жидкости при этой температуре: р2=996 кг/м3; λ2=0,618 Вт/(м-К); µ2= 0,000804 Па-с.
- Определение среднелогарифмнческой разности температур:
∆tсрлог= [(112,5 — 40) — (40 —20)]/ln (72,5/20) =40,8 град.
- Ориентировочный выбор 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 с меньшим проходным сечением (см. параметры многоходовых теплообменников в табл. 1.3) целесообразно направить теплоноситель с меньшим расходом, т. е. горячий раствор. Это позволит выровнять скорости движения теплоносителей и соответствующие коэффициенты теплоотдачи, увеличивая таким образом коэффициент теплопередачи. Кроме того, направляя поток холодной жидкости в межтрубное пространство, можно отказаться от теплоизоляции кожуха теплообменника.
Примем ориентировочное значение Re1oр=15 000, 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 dH = 20x2 мм
для труб диаметром dH = 25X2 мм
Поскольку в данном примере свойства теплоносителей мало отличаются от свойств воды, примем минимальное ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, соответствующее турбулентному течению (см. табл. 1.1): Кор=800 Вт/(м2∙К). При этом ориентировочное значение поверхности теплообмена составит
Fop= 1 822 650/(40,8∙800) =55,8 м2.
Как видно из табл. 2.3, теплообменники с близкой поверхностью имеют диаметр кожуха 600—800 мм. При этом только многоходовые аппараты с числом ходов z=4 или 6 имеют соотношения n/z, близкие к 50.
В многоходовых теплообменниках средняя движущая сила несколько меньше, чем в одноходовых, вследствие возникновения смешанного взаимного направления движения теплоносителей. Поправку для среднелогарифмической разности температур определим по уравнению (1.7):
; 
=0,813
∆tср = 40,8 ∙0,813 = 33,2 град.
С учетом поправки ориентировочная поверхность составит:
Fop = 1 822 650/ (33,20 • 800) =68,7 м2.
Теперь целесообразно провести уточненный расчет следующих вариантов (см. табл. 2.3):
1К: D=600 мм; dH = 25X2 мм; z=4; n/z=206/4=51,5;
2К: D = 600 мм; dH = 20X2 мм; z=6; n/z = 316/6 = 52,7;
ЗК: D=800 мм; dH = 25X2 мм; z=6; n/z = 384/6=64,0.
5. Уточненный расчет поверхности теплопередачи.
Вариант 1К:
Pr =
В соответствии с формулой (2.12) коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен:
α1=
Вт/(м2∙К).Поправкой (Рг/Ргст)025 здесь можно пренебречь, так как разность температур t, и tст1 невелика (менее ∆tср = 33,2 град).
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками (см. табл. 2.3):
Sмтр = 0,045 м2; тогда
Re2 = 21.8∙0,025/(0,045∙0,000804)=I5 064;
Рг2 = 418О∙0,000804/0,618 = 5,44.
В соответствии с формулой (2.16) коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся в межтрубном пространстве, составит:
α2 = (0,618/0,025)∙0,24∙(15064)0,6-(5,44)0,36 = 3505 Вт/(м2∙К).
Оба теплоносителя'— мало концентрированные водные растворы; поэтому в соответствии с табл. 2.2 примем термические сопротивления загрязнений одинаковыми, равными rз1=rз2= 1/2900 м2∙К/Вт. Повышенная коррозионная активность этих жидкостей диктует выбор нержавеющей стали в качестве материала труб. Теплопроводность нержавеющей стали примем равной λст=17,5 Вт/(м∙К). Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна
∑δ/λ=0,002/17,5 + 1/2900+ 1/2900 = 0,000804 м2∙К/Вт.
Коэффициент теплопередачи равен
К= 1/(1/2330+1/3505 + 0,000804) =659 Вт/(м2∙К).
Требуемая поверхность составит
F = I 822 650/(33,2∙659) =83,4 м2.
Из табл. 2.3 следует, что из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 6,0 м и номинальной поверхностью /г1^ = 97 м2. При этом запас
∆= (97-83.4) ∙100/83,4= 16,4%.
Масса теплообменника (см. табл. 2.8) M1к = 3130 кг.
Вариант 2К.Аналогичный расчет дает следующие результаты: Re1 = 16 770, α1= 3720 Вт/(м2∙К), Re2=11308, α2 = 3687 Вт/(м2∙К), К = 744 Вт/(м2∙К). F =