125707 (690652), страница 4

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

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 t_1н= 112,5 °С до t_1к = 40°C. Начальная температура холодного раствора (G₂ = 21,8 кг/с) равна t_2н=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:

t_2к = t_2н + 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:

∆t_{ср лог}= [(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 Re_1oр=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 d_H = 20x2 мм

для труб диаметром d_H = 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): К_ор=800 Вт/(м²∙К). При этом ориентировочное значение поверхности теплообмена составит

F_op= 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

∆t_ср = 40,8 ∙0,813 = 33,2 град.

С учетом поправки ориентировочная поверхность составит:

F_op = 1 822 650/ (33,20 • 800) =68,7 м².

Теперь целесообразно провести уточненный расчет следующих вариантов (см. табл. 2.3):

1К: D=600 мм; d_H = 25X2 мм; z=4; n/z=206/4=51,5;

2К: D = 600 мм; d_H = 20X2 мм; z=6; n/z = 316/6 = 52,7;

ЗК: D=800 мм; d_H = 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/(м^2∙К).

Поправкой (Рг/Рг_ст)⁰²⁵ здесь можно пренебречь, так как разность температур t, и t_ст1 не велика (менее ∆t_ср = 33,2 град).

Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками (см. табл. 2.3):

S_мтр = 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 r_з1=r_з2 = 1/2900 м²∙К/Вт. Повышенная коррозионная активность этих жидкостей диктует выбор нержавеющей стали в качестве материала труб. Теплопроводность нержавеющей стали примем равной λ_ст=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) M_1к = 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 =

=74,1 м². Из табл. 2.3 следует, что теплообменник длиной 4,0 м имеет недостаточный запас поверхности (∆<1О%), поэтому для данной задачи он непригоден. Теплообменник длиной 6,0 м, поверхностью 119 м², не имеет преимуществ по сравнению с вариантом IK, так как при большей массе (M_2K = 3380 кг) он заведомо будет иметь большее гидравлическое сопротивление.

Вариант ЗК. Результаты расчета: Re₁ = 10 540, α₁ = 1985 Вт/(м²-К),

Re₂ = 9694, α₂ = 2707 Bt/(m²∙K), K = 596 Вт/(м²∙К), F=92,4 м². Из табл. 2.3 следует, что теплообменник с трубами длиной 4,0 м, номинальной поверхностью F_3K=121 м² подходит с запасом ∆ = 30,9 %. Его масса

M_3K = 3950 кг больше, чем в варианте 1K, однако в полтора раза меньшая длина /_с* труб выгодно отличает его от варианта 1К. Помимо большей компактности такой теплообменник должен иметь меньшее гидравлическое сопротивление в межтрубном пространстве. Стремясь получить еще меньшую длину труб, целесообразно рассмотреть дополнительный вариант — 4К

Характеристики

Список файлов курсовой работы