ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ СПИРАЛЬНОГО ТЕПЛООБМЕННИКА ДЛЯ КОНДЕНСАЦИИ НАСЫЩЕННОГО ПАРА БЕНЗОЛА. Куликов 28.-курсовая кожухотрубчатый. Курсовая работа тепловой расчет вертикального кожухотрубчатого теплообменника для конденсации насыщенного пара бензола
 Скачать 0.9 Mb.
|
1.3 Инновационные методы повышения эффективности существующих типов кожухотрубных аппаратовПлохое распределение потоков рабочего вещества внутри испарителя и конденсатора существенно ухудшает их характеристики. В недалеком прошлом это обстоятельство обычно не принималось во внимание. Однако, в связи с ростом стоимости энергии и материалов в настоящее время проблема эффективности использования оборудования с учетом срока его службы становится весьма актуальной. Одним из вариантов решения данной задачи является коллекторный подвод и отвод рабочего вещества в испарителях холодильных машин. Считается, что в крупных аппаратах при кипении хладагента из-за значительной их длины (2 метра и более) в межтрубном пространстве могут существовать застойные зоны. Так, например, отбор пара с одной точки приводит к снижению интенсивности кипения в местах, удаленных от всасывающего патрубка. Поэтому в промышленных аппаратах с большой поверхностью теплообмена для обеспечения равномерного омывания потоком поверхности отвод пара производится с помощью нескольких патрубков, объединенных общим коллектором. Коллекторный подвод парожидкостной смеси к испарителю тоже должен в определенной степени способствовать интенсификации теплообмена. Но, если учесть, что в затопленных испарителях по всему объему межтрубного пространства находится жидкость, то назначение рассматриваемого конструктивного решения, скорее всего в распределении по всей длине аппарата пара, образующегося при дросселировании. Поступающая паровая фаза, поднимаясь в межтрубном пространстве аппарата в виде пузырьков пара, не только вносит изменения в гидродинамическую структуру потока, но и увеличивает турбулизацию пристенного слоя, что приводит к росту интенсивности теплообмена при кипении. С этой целью в нижней части испарителей турбокомпрессорных агрегатов ставится специальный распределитель. Ярким примером рационального распределения потоков рабочего вещества при кипении является испаритель затопленного типа с экранирующим устройством. Экран, установленный в трубной части традиционного типа испарителя, разделяет два потока: восходящий и опускной, что приводит к снижению гидравлического сопротивления циркуляционного контура. Этот фактор способствует увеличению скорости циркуляции и, следовательно, возрастанию конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи, в результате, в аммиачных аппаратах с экраном коэффициент теплопередачи возрастает в 1,5 раза. Применение экранирующего устройства является только частью решаемой проблемы, а именно, создание оптимальной гидродинамической обстановки для кипения рабочих веществ. Как видно из схемы, представленной на рис. 1, в циркуляционном контуре может быть несколько мест с наибольшими гидравлическими сопротивлениями. К ним относятся: трубный пучок, переход потока из межтрубного пространства в опускные каналы, прохождение опускных потоков жидкости в межтрубное пространство и т.п. Таким образом, снизив местные сопротивления хотя бы в одной из указанных точек, можно добиться дальнейшего повышения эффективности конструкции затопленных испарителей холодильных машин.  Равномерное распределение парожидкостной смеси по теплообменным трубам является основным условием эффективной работы испарителей водоохлаждающих холодильных машин. В крышку испарителя свнутритрубным кипением хладагента после регулирующего вентиля входит двухфазный поток с высоким объемным паросодержанием, в результате чего во входной камере происходит разделение потока и неравномерное заполнение труб паровой и жидкой фазами, неравномерность заполнения труб хладагентом ведет к снижению интенсивности теплообмена и уменьшение холодопроизводительности машины в целом. Качество распределения холодильного агента зависит, как от скорости потока во входной камере, так и от формы и размеров входной камеры, а также от ориентации испарителя в пространстве. Анализ работы промышленных водоохлаждающих холодильных машин показал, что на холодопроизводительность машин основное влияние оказывает степень неравномерности распределения парожидкостной смеси по трубам испарителя. В связи с этим, в последнее время стали применять специальные распределительные устройства в крышках испарителей. В отечественных холодильных машинах, в основном, используются устройства 2-х типов: с распределительной перегородкой и форсуночного типа. На рис. 2, а показано устройство с распределительной перегородкой в виде пятачковой шайбы с центральным отверстием. Распределительное устройство форсуночного типа показано на рис. 2, б, где равномерность распределения достигается подачей холодильного агента в смесительную камеру через две форсунки, которые направляют потоки рабочего вещества на встречу друг другу.   а) б) Рис.1.4-Распределительное устройство: а – с плитой в коллекторной камере; б – с поворотной перегородкой ГЛАВА 2. ТЕПЛОВОЙ И КОМПОНОВОЧНЫЙ РАСЧЁТЫ ВЕРТИКАЛЬНОГО КОЖУХОТРУБЧАТОГО ТЕПЛООБМЕННИКА 2.1. Определение основных параметров теплообменника Техническое задание. Произвести тепловой и компоновочный расчеты спирального теплообменника для конденсации насыщенного пара бензола с расходом Gб=1450 кг/час при атмосферном давлении. Жидкий бензол отводится при температуре конденсации насыщенных паров. Охлаждающий агент - вода с начальной температурой –tв1=190С и конечной –tв11=37C. Термическое сопротивление поверхности теплообмена со стороны бензола – 0,0001м2час*К/ккал, а со стороны воды - 0,0007м2*час*К/ккал. Температура кипения бензола при атмосферном давлении tк=80,10С, а скрытая теплота парообразования бензола – r=94,5ккал/кг. Решение. Больший температурный напор ∆tб = tк - tв1 = 80,1-19 = 61,10С  Меньший температурный напор  ∆tм = tк - tв11 = 80,1-37 = 43,10ССреднелогарифмический напор  (∆tб-∆tм)/ln((∆tб)/(∆tм ))  Средняя температура охлаждающей воды tв = tк - ∆t=80,1 – 52 = 28,10С Тепловая нагрузка (теплопроизводительность)  Здесь:  - скрытая теплота парообразования бензола при атмосферном давлении;Gб = 1450 кг/час  - массовый расход бензола (задано).Массовый расход охлаждающей воды  Здесь r = 94,5ккал/кг  - теплоёмкость воды при средней температуре tв =  28,1оС.2.2. Тепловой расчет кожухотрубчатого теплообменника Выбор типа теплообменника. Из всех приведенных в таблице №7 (Приложение) четырехходовых теплообменников (рис.4, Приложение) наименьшее количество трубок имеет один теплообменник, у которого общее число трубок равно n=100 и, следовательно, число трубок в одном ходе равно 25. Выбираем для расчета именно такой теплообменник, т.к. у него наибольшая скорость воды в трубках, наибольшее число Рейнольдса и, следовательно, наибольший коэффициент теплоотдачи к воде. Диаметр корпуса этого теплообменника равен D=400 мм [Конахин, 2006]. Расчет коэффициента теплоотдачи от бензола к трубкам Для проведения теплового расчета необходимо рассчитать коэффициент теплоотдачи при конденсации паров бензола на вертикальных трубках. Это можно сделать по зависимости. αк = 1,15·4√r·ρ2 ·λ33600/(μ·∆tб·Н), где: r = 94,5 ккал/кг – скрытая теплота парообразования бензола при атмосферном давлении; ρ – плотность бензола при средней температуре пленки бензола; λ – коэффициент теплопроводности бензола при средней температуре пленки; μ – динамический коэффициент вязкости бензола при средней температуре пленки; tбср = (tк + tст.1)/2 – средняя температура пленки бензола. ∆tб = tк-tст.1-температурный напор между конденсирующимся паром бензола и наружной поверхностью стенки трубки tст.1; Н - высота трубок, Н=1000 мм. Видно, что для расчета коэффициента теплоотдачи необходимо определить температуру стенки tст.1.. Поэтому, расчет проводим последовательными приближениями, задаваясь значениями tст.1. Проведем два расчета: Первый – при tст.11 = 60 0С; Второй – при tст.111 = 50 0С Тогда в первом расчете ∆t1 = tк-tст.11 = 80,1-60 = 20,1 0С и во втором ∆t11 = tк-tст.111 = 80,1 -50=30,1 0С В этих зависимостях верхние индексы обозначают номер расчёта. Физические параметры бензола в первом и втором расчетах приведены в таблице №2.1. Таблица 2.1- Физические параметры бензола в первом и втором расчете
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующихся паров бензола В первом расчете (при tст.11 = 60 0С) αк1 = 1,154√(94,5*8252*0,1143*3600)/(0,354*1,02*10-4*20,1*1) = 725 ккал/м2.часК Во втором расчете (при tст.111 = 50 0С) αк11= 1,154√(94,5*8292*0,1153*3600)/(0,372*1,02*10-4*30,1*1) = 859 ккал/м2.часК 2.3 Расчет коэффициента теплоотдачи от воды к стенке трубки Предварительно определяем режим течения воды в трубках. Число Рейнольдса Re= Wвdвн/ν, где: Wв– скорость воды в трубках; dвн – внутренний диаметр трубок; ν = 0,845*10-6 м2./с кинематический коэффициент вязкости воды при средней температуре 27,20С. Wв=Gв/(n*(πd2вн/4)ρ)=4*7613/(25π0,0212*1000*3600) = 0,24 м/c, где: n = 25 – число трубок в одном ходе теплообменника; ρ = 1000 кг/м3 - плотность воды; dвн = 0,021 м - внутренний диаметр трубок. Тогда, число Рейнольдса равно Re=Wвdвн/ν=0,24*0,021/0,845*10-6=5965 Режим течения воды турбулентный и поэтому коэффициент теплоотдачи от воды можно определить по зависимости Nu=0,021 Re0,8*Рr0,43(Рr/Рrст)0,25 или же по видоизменённой упрощенной зависимости, позволяющей произвести расчет коэффициента теплоотдачи от воды по зависимости αв= А5W0,8в/dвн0,2. В этих зависимостях αв – коэффициент теплоотдачи от воды к трубке; Nu= αв dвн/λ- критерий Нуссельта; Рr=μcр/λ - критерий Прандтля (учитывает физические свойства теплоносителя) при средней температуре теплоносителя; Рrст - критерий Прандтля при температуре теплоносителя равной температуре стенки ; λ - коэффициент теплопроводности воды; ρ - плотность воды; ср - теплоёмкость воды. Физические параметры теплоносителя – воды берутся при его средней температуре –tв = 28,1 0С А5 = 1863. Тогда, коэффициент теплоотдачи от воды к трубке αв= А5W0,8в/dвн0,2. = 1863*0,240,8/0,0210,2 =1288 ккал/м2часК = 1498 Вт/м2К Учтем в расчете также и термическое сопротивление стенки трубок, а также термическое сопротивление загрязнений со стороны бензола и со стороны воды. R= Rзагр.б+Rст+Rзагр.в. Термическое сопротивление стальной трубки толщиной 2 мм при коэффициенте теплопроводности стали λ = 40 ккал/м*час*К равно: Rст= δ/ λ=0,002/40 = 0,00005 м2.часК/ккал, а сумма термических сопротивлений загрязнений со стороны бензола, со стороны воды и термосопротивления стенки равна R=Rзагр.б+Rст+Rзагр.в.=0,0001+0,00005+0,0007=0,00085 м2часК/ккал Рассчитаем удельные тепловые потоки от бензола к стенке со стороны бензола и от стенки трубки со стороны бензола к воде в обоих вариантах расчета кожухотрубчатого теплообменника. q1=αк*(tк-tcт.1) – мощность удельного теплового потока от бензола к стенке трубки. В первом расчёте q11 = 725*(80,1-60) = 687,5*20,1 = 14573 ккал/м2час Во втором расчёте q111=859*(80,1-50) = 25856 ккал/м2час q21= (tcт.1—tв)/(R + 1/αв) – мощность удельного теплового потока от стенки трубки к воде. В этом уравнении (R + 1/αв) = 0,001494 ккал/м2часК– термическое сопротивление от наружной стенки трубки к воде, движущейся внутри трубки. В первом расчёте q21 = (60-22,1)/(0,00085+1/1288) = 23303 ккал/м2час Во втором расчёте q211 = (50-22,1)/(0,00085+1/1288) = 17154 ккал/м2час Итак, имеем Таблица 2.1 Расчетные данные удельных тепловых потоков от бензола к стенке
Для обеспечения теплового баланса мощность удельного теплового потока от бензола должна быть равна мощности удельного теплового потока от трубки к воде. Используем полученные расчетные данные для записи мощности удельных тепловых потоков в виде линейных зависимостей от температуры. q1=а1+в1tст.1; 14573 = а1+в1*60 Из системы уравнений получим а1 = 59311; в1 = -669,1 25856 = а1+в1*50 q1 = 59311-669,1*tст1 – Уравнение для мощности удельного теплового потока от бензола (1) q2= а2+в2*tст1; 21954=а2+в2*60 Из системы уравнений получим а2=18204; в2=669,3 15261=а2+в2*50 q2=-18204+669,3*tст.1 - Уравнение для мощности удельного теплового потока от стенки к воде (2) Решаем совместно (1) и (2), полагая q1=q2, и получаем 59311-669,1tст.1=- 18204 +669,3tст.1 tст.1= 57,9 0С | |||||||||||||||||||||||||||||