Порядок гидравлического расчета
Технологический расчет теплообменного аппарата
Мощностью 13500кг/ч
Для расчета данного теплообменника нам потребовалось рассчитать конечную температуру сырья. В качестве нее мы взяли температуру кипения заданной смеси (900С)
Порядок теплового расчета
Цель теплового расчета теплообменника - определить требуемую поверхность теплообмена и подобрать стандартизованный аппарат в соответствии с ГОСТ 9929. Для достижения цели выполняют:
- предварительный (ориентировочный) тепловой расчет, в рамках которого определяют ориентировочную поверхность теплообмена и предварительно принимают аппарат;
- уточненный тепловой расчет; проводится с целью уточнения требуемой поверхности теплообмена путем расчета коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи с учетом режимов движения потоков в предварительно выбранном аппарате.
1.Тепловой расчет проводят в следующей последовательности:
В зависимости от исходных данных предварительно принимают тип аппарата, вариант подачи рабочей среды (в трубное или межтрубное пространство). Принимают теплоноситель или хладагент и его начальную и конечную температуру с учетом рекомендаций п.1.3. В качестве теплоносителя используют чаще всего водяной пар, в качестве хладагента – воду.
2. Определяют теплофизические свойства рабочей среды – плотность ρ, вязкость μ, удельная теплоемкость λ, теплопроводность при средней температуре. Среднюю температуру рассчитывают, используя общие формулы вида (1.23)
|
|
|
– в случае если t2 / t1 < 2:
= (32+90)/2 =610 С (2.1)
Где, t 1 – начальная температура рабочей среды 320 С
t2-конечная температура рабочей среды 900 С
Для расчетов ∆tср предварительно составляют температурную схему(см. п.1.3)и находят разность температур между потоками на концах аппарата, определяя наибольшее и наименьшее значение параметра (∆tб и ∆tм). Расчеты ведут по формулам вида (1.25).
320С________ бензол-толуол _______900С
520 С_______ вода _______ 1200С
∆tм = 200С ∆tб=300С
где ∆tб и ∆tм – большая и меньшая разность температур теплоносителей соответственно.
Среднюю разность температур при ∆tб /∆t м > 2 определяют по формуле
0С
3. Производят предварительный тепловой расчет теплообменника в следующей последовательности.
– Предварительно принимают коэффициент теплопередачи Кор (Вт/м2·К) по табл. IV.1[1]
– Находят тепловой поток в аппарате (Вт), используя формулу (1.26):
=13500*1942,9 *(90-32)/360=4225808Вт
где G – производительность теплообменника, кг/с;
|
|
|
с – теплоемкость рабочей среды при средней температуре, 1942,9 Дж/кг·К
t1, t2 – начальная и конечная температура рабочей среды, °С.
С учетом потерь 5% получается :
Q=1,05*4225808= 4437098 Вт
– Определяют ориентировочную поверхность теплообмена по формуле (1.28)
=771 м2
где F – площадь теплопередающей поверхности, м2;
Q – тепловой поток в аппарате, Вт;
К – коэффициент теплопередачи; Принимаем 230 Вт/м2·К
∆tср – средняя разность температур между теплоносителями, °С.
– Производят предварительный выбор теплообменника по табл. 2.1, принимая его основные параметры: площадь поверхности теплообмена (F), диаметр кожуха (D), диаметр труб (dН), число ходов по трубам (z), длину труб ( l). При этом поверхность теплообмена аппарата должна быть больше расчетной.
Принимаем теплообменник с параметрами:
D=1200 мм
d= 25 мм
F= 765 м2
z=1
L=9000 мм
В связи с высокой температурой носителей принимаем теплообменник типа П. В теплообменниках с плавающей головкой теплообменные трубы закреплены в двух трубных решетках, одна из которых неподвижно связана с корпусом, а другая имеет возможность свободного осевого перемещения; последнее исключает возможность температурных деформаций кожуха и труб
|
|
|
4. Проводят уточненный тепловой расчет.
Расчет сводится к определению коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи и уточнению поверхности теплообмена. При этом реализуется следующая цепочка расчетов:
V→ w → Re→ Nu → α→ K → F
Таблица 2.1
Примечание: D, dн – диаметры кожуха и труб; z – число ходов, n – число труб.
Коэффициент теплоотдачи для рабочей среды (α1) находят по формуле вида (1.8):
где d – наружный или внутренний диаметр труб при движении рабочей среды по межтрубному и трубному пространству соответственно, м;
λ – коэффициент теплопроводности рабочей среды при средней температуре, Вт/м·К;
Nu – критерий Нуссельта, рассчитываемый в зависимости от режима движения.
При движении жидкости по трубам критерий Nu рассчитывают следующим образом:
– при турбулентном режиме (Re > 104)
(2.3)
При этом критерий Рейнольдса (Re) вычисляют по формуле
(2.4)
где dв – внутренний диаметр труб, м;
ρ, μ – плотность и вязкость рабочей среды при средней температуре (см. п.2);
|
|
|
ωтр – скорость рабочей среды в трубах, м/с; определяют, как:
ωтр=V / fтр (2.5)
G=13500/(60*60)=37,5кг/с
V=G/ρ = 37,5/844 =0,044м3
ωтр=V / fтр = 0,044/ 0,164 = 0,27м/с
где fтр - площадь проходного сечения трубного пространства выбранного аппарата (см. табл. 2.1);
V - объемный расход рабочей среды, м3/с;
Определим критерий Рейнольдса
=10634
Критерий Прандтля (Pr) для расчета критерия Нуссельта вычисляют по формуле
(2.6)
Pr = 230*0,45*10-3 / 0,14 = 0,73
Режим турбулентный определим критерий Нуссельта по формуле
= 0,021 *10634 0,8 * 0,730,43=31
Коэффициент теплоотдачи для рабочей среды :
=247 Вт/м2·К
Составляем тепловой баланс для определения расхода воды
Q1=Q2=Gв*св*(t1-t2) =4437098 = G*4190*(120-90)
Gв=27 кг/с
Где , см – теплоемкость воды 4190 Дж/кг·К
При движении воды по межтрубному пространству критерий Nu рассчитывают следующим образом:
– при значениях Re < 103:
(2.7)
– при значениях Re > 103:
(2.8)
где ε – коэффициент угла атаки; для стандартизованных теплообменников ε = 0,6;
с, n – коэффициенты, зависящие от размещения труб:
– при размещении труб по вершинам квадрата (для аппаратов типа Пи У): с = 0,38; n = 0,6.
Критерий Re в этих случаях рассчитывают по формуле
(2.9)
где: dн – наружный диаметр труб, м ;
ωмт – скорость теплоносителя в узком сечении межтрубного пространства, м/с; определяют, как:
ωмт=V / fмт (2.10)
где fмт –площадь проходного сечения межтрубного пространства (см. табл. 2.2 для выбранного аппарата);
V - объемный расход рабочей среды, м3/с; находят как: V=G/ρ.
V=G/ρ = 27/998 =0,027 м3/с
ωмт=V / fмт = 0,027/0,179= 0,15 м/с
Критерий Re :
=3402
Критерий Прандтля (Pr) для расчета критерия Нуссельта вычисляют по формуле
(2.6)
Pr = 4190*1,1*10-3 / 0,59 = 7,8
Рассчитаем критерий Нуссельта :
=0,38 * 34020,6 * 7,80,36 *0,6 = 63
где ε – коэффициент угла атаки; для стандартизованных теплообменников ε = 0,6;
с, n – коэффициенты, зависящие от размещения труб:
– при размещении труб по вершинам квадрата (для аппаратов типа Пи У): с = 0,38; n = 0,6.
Коэффициент теплоотдачи находят по формуле вида :
Вт/м2·К
где d – наружный диаметр труб при движении по межтрубному м;
λ – коэффициент теплопроводности при средней температуре, Вт/м·К;
Nu – критерий Нуссельта, рассчитываемый в зависимости от режима движения.
Коэффициент теплопередачи рассчитывают по уравнению (1.20):
=194 Вт/м2·К
где α1, α2 – коэффициенты теплоотдачи теплоносителя и рабочей среды,
Вт/м2·К;
rз1, rз2 – термические сопротивления загрязнений со стороны теплообменивающихся потоков, 2*10-4 м2·К/Вт
λст – коэффициент теплопроводности материала стенки, 46,5 Вт/м·К;
δст – толщина стенки трубы, м (для труб, выполненных из углеродистой стали δст = 0,002м).
Уточняем площадь теплообменника:
Принимаем теплообменник, полученный при расчете:
D=1000 мм
d= 25 мм
F=765 м2
z=1
L=9000 мм
Порядок гидравлического расчета
Расчет гидравлических сопротивлений, возникающих при движении потока в теплообменниках проводят при различных вариантах подачи рабочей среды.
1. Гидравлическое сопротивление трубного пространства (Па) находят по формуле
∆Р=∆Р1 + z·(∆Р2+∆Ртр+∆Р3)+ ∆Р4 (2.11)
где ∆Р1 – потеря давления при входе потока в распределительную камеру;
∆Р2 – потеря давления при движении из камеры в трубы;
∆Р3 – потеря давления на выходе потока из труб;
∆Р4 – потеря давления при входе потока в штуцер;
∆Ртр – потеря давления на трение в трубах;
z – число ходов в трубном пространстве.
– Составляющие ∆Р1–∆Р5 находят по общей формуле вида (1.16):
где ξi – коэффициенты местных сопротивлений на соответствующем участке
ωi – скорость движения теплоносителя на соответствующем участке.
Коэффициенты местных сопротивлений на участках равны :
= 
=1 , 
=1,5 , 
=0,5
Скорость потока на входе и на выходе (участки 1,4) определяется исходя из диаметра присоединительного штуцера; если агрегатное состояние потока в аппарате не меняется, то скорости на этих участках будут одинаковы и равны:
(2.12)
По результатам расчета принимают стандартное значение dш с учетом диаметра условного прохода (Dу): 0,025; 0,032; 0,040; 0,050; 0,065; 0,80; 0,100; 0,125; 0,150; 0,200; 0,250; 0,300; 0,350; 0,400; 0,500; 0,600 м.
где dш – диаметр штуцера (м); ориентировочно рассчитывают как: dш=0,3D0,86 (D–диаметр кожуха аппарата, м.),
dш =0,3*0,50,86=0,185 м (2.13)
Принимаем стандартный штуцер dш = 200 мм
=0,021/(0,785*0,22)=0,76 м/с
= 1*820*0,762 / 2 = 201 Па
=1*690*0,872/2 =55,2 Па
3=1,5*820*0,872/2 = 83 Па
4=0,5*820*0,762/2 =100 Па
Скорости потока на участках 2 и 3 определяют как:
ω2=ω3=ωтр=V/fтр =0,87 м/с (2.15)
Коэффициент трения зависит от режима движения и шероховатости стенок трубы, его можно определить по рис. IV.3 в приложении или рассчитать:
– при ламинарном движении (Re < 2300):
λтр=64/Re (2.16)
– при турбулентном движении (Re>104):
λтр=0,11·(10/Re+1,16∆/dв)0,25 (2.17)
где ∆ – абсолютная шероховатость стенки трубы:
∆=0,1 мм – для новых труб;
∆=0,2-0,3 мм – для труб после длительной эксплуатации без загрязнений и внутренней коррозии;
∆=0,5-0,8 мм – для загрязненных и корродированных труб.
Режим движения турбулентный. Рассчитываем по формуле:
λтр=0,11·(10/Re+1,16∆/dв)0,25 =0,11*((10/46816) +(1,16*0,1*10-3/0,02)0,25=0,033
Для расчета потерь давления на трение в (2.11) и (2.12) используют формулу (1.17), а именно:
=681 Па
где λтр – коэффициент трения;
l – длина труб, м.
Гидравлическое сопротивление трубного пространства (Па) находят по формуле
∆Р=∆Р1 + z·(∆Р2+∆Ртр+∆Р3)+ ∆Р4 = 201+2*(55,2+681+83)+100 =1934 Па
Дата добавления: 2018-06-01; просмотров: 541; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!