Курсовая работа. Курсовой проект содержит следующие разделы введение, обзор литературы и производственных данных, устройство и принцип работы проектируемого оборудования, технологический расчет проектируемого оборудования,

• Название: Курсовой проект содержит следующие разделы введение, обзор литературы и производственных данных, устройство и принцип работы проектируемого оборудования, технологический расчет проектируемого оборудования,
• Дата: 30.04.2022
• Размер: 0.97 Mb.
• Имя файла: Курсовая работа.doc
• Тип: Курсовой проект; #505773
• страница: 3 из 4

2.2 Технологический расчёт теплообменника

2.2.1 Цель расчёта

Технологический расчёт теплообменника имеет своей целью выбор режимов работы аппарата, определение мощности и выбор циркуляционного насоса, определение основных размеров теплообменника, и параметров, необходимых для подбора вспомогательного оборудования.

2.2.2 Исходные данные для расчёта

Объёмный расход реакционной массы V₁=0,111 м³/с

Массовый расход реакционной массы G₁=147,63 кг/с

Теплота, отводимая через рубашку реактора

Теплота фосгенирования

Характеристики среды при температуре t=30C:

• 
  плотность ρ₁=1330 кг/м³;
  
• 
  вязкость μ₁=0,153 Па_*с;
  
• 
  теплопроводность λ₁=0,166 Вт/(м_*К);
  
• 
  теплоемкость С₁=1200 Дж/(кг_*К);
  
• 
  поверхностное натяжение σ₁=22,9_*10^-3 Н/м.
  

Характеристики рассола:

• 
  температура на входе в рубашку t_вх=-12С;
  
• 
  температура на выходе из рубашки t_вых=-8С;
  
• 
  плотность ρ₂=1170 кг/м³;
  
• 
  вязкость μ₂=4,68_*10^-3 Па_*с;
  
• 
  теплопроводность λ₂ = 0,495 Вт/(м_*К);
  
• 
  теплоемкость С₂=3110 Дж/(кг_*К).
  

2.2.3 Определение тепловой нагрузки и средней движущей силы процесса теплообмена

Тепловой поток который нужно отвести теплообменникам

, (2.45)
где Q_ф –теплота фосгенирования, Q_F –теплота, отводимая через рубашку,

Q_пот – потери тепла в окружающую среду,

, (2.46)

,

Q_г– тепло, переносимое с газом

, (2.47)

где , – начальная и конечная температуры газа,

– теплоёмкость фосгена,



тогда

,

N_ц – мощность, вводимая в аппарат циркуляционными насосами.

Принимаем к установке на теплообменниках, для циркуляции реакционной массы, два осевых циркуляционных насоса марки ОХ2–23Г производительностью Q = 0,111 м³/с , напором Н = 4,5 м и частотой оборотов n=24,1 с^-1 , тип электродвигателя АО2-62-4, мощность двигателя N_дв=17 КВт , КПД двигателя _дв=0,89 , [5]. Принимаем необходимый напор Н=3,07 м.

Проверим достаточность мощности двигателя для циркуляции реакционной массы.

, (2.48)

где

, (2.49)

где – КПД насоса, – КПД передачи от двигателя к насосу, - мощность на циркуляцию

, (2.50)

где Q – производительность насоса, Н – необходимый напор, ρ=1330 кг/м³ – плотность среды;

тогда

,

,

,

Мощность при пуске

.

Так как расчётная мощность меньше принятой, мощность двигателя 17 КВт достаточна для обеспечения циркуляции жидкости.

При номинальном напоре насоса Н=4,5 м , мощность на циркуляцию



Таким образом тепло для отвода теплообменниками
.

2.2.4 Ориентировочный расчёт поверхности теплообмена и проектирование теплообменника

Средняя разность температур теплоносителя и реакционной массы

, (2.51)

где

, (2.52)

,

, (2.53)

.

Т.к. , то определим как среднее арифметическое

, (2.54)

.

Среднеарифметическая температура при

, (2.55)

где t₁,t₂ – начальная и конечная температуры рассола или рабочей среды.

Для реакционной массы ,

тогда

.

Для рассола ,

тогда

.

Средняя температура рассола

, (2.56)



Расход рассола с учётом тепловых потерь

, (2.57)

где – теплоёмкость рассола,

– изменение температуры рассола

, (2.58)

тогда

,

тогда

.
Площадь поверхности теплообменника

, (2.59)
где коэффициент теплопередачи определим по формуле:

, (2.60) где – общее термическое сопротивление загрязнений

, (2.61)

где термические сопротивления загрязнений со стороны перемешиваемой среды , стороны рассола ,

термическое сопротивление стенки ;

тогда

,

Коэффициент теплоотдачи от среды к стенке трубы определим по формуле.

, (2.62)

где - теплопроводность

- диаметр мешалки,

критерий от среды к стенке трубы , [1]

, (2.63)

где критерий Рейнольдса

, (2.64)

где u – динамическая скорость в газожидкостной смеси

, (2.65)

где – касательное напряжение в трубках

, (2.66)

где – коэффициент трения газожидкостной смеси.

Принимаем скорость жидкости в трубах ,тогда число Рейнольдса для жидкости

, (2.67)

,

тогда

, (2.68)

.

– газосодержание в трубках

, (2.69)

где – скорость нестеснённого подъёма газового пузыря

, (2.70)

.

принимаем приведённую скорость газа в трубках ,

тогда

,

.

– относительная скорость газа при нисходящем движении газожидкостной смеси

, (2.71)

,

тогда


Таким образом критерий Рейнольдса

.

Критерий Прандтля

, (2.72)

где - теплоемкость смеси

-вязкость смеси

Подставляя числовое значение формулу (2.72), получим

,
Тогда критерий Нуссельта

.

Подставляя числовое значение в формулу (2.62) найдем коэффициент теплоотдачи

.

Коэффициент теплоотдачи от труб к рассолу
, (2.73)

где – наружный диаметр труб,

– число Нуссельта

, (2.74)

Предварительно принимаем число Re для межтрубного пространства ,

тогда

,

тогда

,
тогда
,

тогда

.
Общее число труб

, (2.75)

где Н – высота труб, d_р– расчетный диаметр труб

Принимаем конструктивно Н=4 м. Так как , то d_р= d_вн=0,05 м (d_вн=0,05 м – внутренний диаметр труб)

Тогда

,

принимаем n=67

Размещение труб в трубных решётках принимаем шахматным пучком. Для такого размещения связь между общим количеством труб по диагонали и на стороне наибольшего шестиугольника выражается системой уравнений

} , (2.76)

где – количество труб на стороне наибольшего шестиугольника, –количество труб по диагонали.

Принимаем расстояние между осями труб

t=1,5 d_н=1,50,057=0,085 м.

Принимаем t=0,085 м

Методом последовательных приближений получаем , ,

Тогда

} ,

Конструктивно добавляем 12 трубок, размещая их по две на сторону шестиугольника.

Внутренняя поверхность теплообмена

, (2.77)

тогда

.

Внутренний диаметр корпуса аппарата

, (2.78)

тогда

.

Окончательно принимаем диаметр теплообменника .

Ширина перегородок

, (2.79)

.

Для стрелки сегмента

, (2.80)



Расстояние между перегородками

, (2.81)

где – коэффициент, зависящий от t и d_н

, (2.82)

,

тогда


Число ходов в межтрубном пространстве

, (2.83)



Принимаем , конструктивно принимаем расстояние от верхней трубной решётки до перегородки , от нижней трубной решётки до перегородки ,

Тогда расстояние между крайними перегородками

Тогда расстояние между перегородками



Скорость рассола в межтрубном пространстве

, (2.84)

где – площадь одного хода межтрубного пространства

, (2.85)

где – площадь живого сечения межтрубного пространства

, (2.86)

где – разность значений стандартного и вычисленного диаметров корпуса

,

тогда

,

тогда

,

тогда

.

2.2.5 Проверочный расчёт теплообменника

Число Рейнольдса для межтрубного пространства

, (2.87)

,

тогда число Нуссельта



коэффициент теплоотдачи от труб к рассолу

,

приведённая скорость газа в трубе

,

приведённая скорость жидкости

,

газосодержание

,

коэффициент трения газожидкостной смеси

,

касательное напряжение в трубках

,

Относительная скорость газа при нисходящем движении газожидкостной смеси



динамическая скорость в газожидкостной смеси

,

число Рейнольдса в трубном пространстве

,

число Нуссельта



коэффициент теплоотдачи от смеси к стенке трубы

,

коэффициент теплопередачи



площадь поверхности теплообмена

,

относительный избыток площади



Вывод: сконструированный теплообменник с площадью нагрева F=45.84 м² обеспечит требуемый отвод тепла. Запас площади поверхности нагрева составлеяет более 45%.

2.2.6 Гидравлический расчёт теплообменника

2.2.6.1 Определение общего гидравлического сопротивления трубного пространства теплообменника

Общее сопротивление трубного пространства теплообменника

, (2.88)

где – потери давления при выходе потока из штуцера в распределительную камеру теплообменника, – потери давления при входе потока из распределительной камеры в трубы теплообменника, – потери давления на трение в трубах теплообменника, – потери давления при выходе потока из труб теплообменника, – потери давления при входе потока в штуцер теплообменника, z=1 – число ходов в теплообменнике

Потери давления в местных сопротивлениях определим по формуле

, (2.89)

где – коэффициент местного сопротивления , , , ,[1], – плотность реакционной массы, – скорость жидкости на i-м участке, м/с

скорость в распределительной камере

, (2.90)

,

скорость в трубах

,

скорость в штуцере на выходе из теплообменника

,

тогда

,

,

,

,

Потери давления на трение в трубах

, (2.91)

где – коэффициент трения при ламинарном течении (Re<2300)

,

– длина труб, – внутренний диаметр труб

тогда

,

тогда

.

2.2.6.2 Проверка выбранного насоса на пригодность

Проверим обеспечение насосом марки ОХ2-23Г необходимого напора и расхода реакционной смеси на циркуляции. Характеристики насоса следующие: Q=0,111 м³/с, Н=4,25 м, n=24,1 с^-1, тип электродвигателя АО-2-62-4, N=17 кВт, , [5].

Мощность, потребляемая двигателем насоса

, (2.92)

где – общий КПД насосной установки

, (2.93)

где – КПД насоса, – КПД передачи от двигателя к насосу, – КПД двигателя,

тогда

,

– полное гидравлическое сопротивление сети

, (2.94)

где – потери в теплообменнике, – потери на создание скорости потока на входе в реактор, – потери на преодоление местных сопротивлений, – потери на подъём жидкости, – разность давлений в пространствах нагнетания и всасывания

так как на выходе из теплообменника есть колено под углом 90, то коэффициент местного сопротивления по [14]

, (2.95)

.

тогда

,

потери на создание скорости потока на входе в реактор

, (2.96)

,

пренебрегая разностью давлений в пространствах нагнетания и всасывания, получим

.

Необходимый напор

, (2.97)

.

Очевидно, напор ,развиваемый насосом, Н= 4,5 м достаточен.

Мощность, потребляемая двигателем насоса

.

мощность, потребляемая двигателем насоса с учётом нагрузок

, (2.98)

где – коэффициент запаса мощности,

тогда

.

Очевидно, мощность двигателя достаточна.

Таким образом выбранный выше насос обеспечивает циркуляцию реакционной массы в контуре реактор – теплообменник.