-Исходя из принятого допустимого сопротивления теплообменника ∆рдоп=1,3·105 Па, найдем количество пакетов для смеси и воды, используя
(2.64):
|
1,3 |
10 |
5 |
|
|
2 |
70 |
2 |
1 / 3 |
|
|||
|
|
0,0011 |
|
|
=1,75 , принимаем zс=2. |
||||||||
zс = 0,01 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,0038 |
2 |
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
1,3 |
10 |
5 |
|
|
2 |
70 |
2 |
1 / 3 |
|
|||
|
|
|
0,0011 |
|
|
|
= 4,85 , принимаем zc=4. |
||||||
zв = 0,01 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
0,0026 |
2 |
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3. Произведем уточненный тепловой расчет.
- Найдем скорость смеси и воды в каналах теплообменника по (2.66):
ωс = 360,00380,00112 = 0,19 м/с
ωв = 350,00260,00114 = 0,33 м/с.
-Значения критериев Re соответственно для смеси и воды по (2.67) составят:
Rec = |
0,9 0,008 676,266 |
= 2858,52 |
||
|
0,3596 10−3 |
|||
|
|
|
||
Reв = |
|
0,33 0,008 996,5 |
|
= 2943,67 |
|
0,8937 10−3 |
|||
|
|
|
||
Эквивалентный диаметр канала (dэ) в расчетах принят по табл.2.6 для |
||||
ориентировочно выбранного аппарата. |
|
|||
- Находим критерий Nu по (2.68), учитывая турбулентный режим |
||||
движения: |
|
|
|
|
Nuс=0,135 2858,520,73 6,50,43 =100,66 |
Nuв= 0,135 2943,670,73 6,690,43 =104,12
-Значения коэффициентов теплоотдачи по (1.8) составят соответственно для смеси и воды:
αс = 100,66 0,1252 =1575,3Вт/(м2 К) 0,008
151
αв = 104,12 0,615 = 8004,5Вт/(м2 К) 0,008
-Рассчитаем коэффициент теплопередачи равен по общей формуле
(1.20):
К = |
|
|
1 |
|
|
|
= 558,66Вт/(м К) |
1 |
+ 0,00082 + |
0,001 |
+ 0,00023 + |
1 |
|
||
1575,3 |
54 |
8004,5 |
|
|
|||
|
|
|
|
где термические сопротивления загрязнений (см.табл. IV.5 приложения) составят: rс=0,00082 (м2·К)/Вт (со стороны смеси) и rв=0,00023 (м2·К)/Вт (со стороны воды);
толщина пластины равна δ=0,001 м;
теплопроводность материала пластины примем по табл.III.4 в приложении - λст=54 Вт/(м2·К), принимая в качестве материала пластины конструкционная сталь .
-Найдем уточненную поверхность теплообмена, использую формулу
(1.28):
F = |
117674,74 |
=15,04м2 |
|
|
|
558,66 14 |
|
||
|
|
|
|
|
Следовательно, выбранный теплообменник |
с поверхностью |
теплообмена F=20 м2 обеспечит охлаждение смеси толуол-гептан до заданной температуры с запасом ∆=(20-15,04)/15,04=0,32 или 32 %
4. Гидравлический расчет.
Гидравлический расчет сопротивлений теплообменника по потокам исходной смеси и воды проводится с целью проверки достаточности располагаемого давления ∆рдоп=1,3·105 Па.
- Для расчета гидравлических сопротивлений теплообменника по потоку любого теплоносителя по (2.71) найдем приведенный коэффициент сопротивления (λ тр), учитывая турбулентные режимы течения в каналах смеси и воды, в соответствие с (2.73), принимая значения коэффициента В по табл.2.7 для выбранного типа пластины; в итоге получим:
λтрс = Re0В,25 = 2858,5219,3 0.25 = 2,64Вт/(м2 К)
λтрв = 2943,6719,3 0,25 = 2,62Вт/(м2 К)
152
-Рассчитаем скорость в штуцерах на входе и на выходе смеси и воды соответственно по (2.70), принимая диаметр присоединительного штуцера для выбранного аппарата по табл. 2.6; в итоге получим:
ωш1 = |
|
|
|
4 2,597 |
|
|
=1,14м/ с |
||
3,14 |
|
676,266 |
0,0652 |
||||||
|
|
|
|||||||
ωш2 |
= |
|
|
4 2,55 |
|
= 0,77м/ с |
|||
3,14 |
996,5 0,0652 |
||||||||
|
|
|
|
|
Учитывая, что скорость в штуцерах меньше 2,5 м/с, сопротивления, возникающие в них, можно не учитывать при расчете общих гидравлических сопротивлений теплообменника.
-Найдем гидравлические сопротивления по потокам смеси и воды соответственно, используя (2.71):
∆рс |
= 2 2,64 |
|
1,12 |
|
|
|
676,27 0,19 |
2 |
= 9023,2Па |
|
0,008 |
2 |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|||||
∆рв |
= 4 2,62 |
1,12 |
|
|
996,5 0,332 |
= 79609,4Па |
||||
0,008 |
|
2 |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
где lк=1,12 м – приведенная длина канала; dэ=0,008 м – эквивалентный диаметр канала (см. табл.2.6);
ωс=0,19 м/с; ωв=0,33 м/с – скорость смеси и воды в каналах; ρс=676,27 кг/м3 ; ρв =996,5 кг/м3 – плотность смеси и воды; zс=2; zв =4– количество пакетов по потоку смеси и воды.
Гидравлические сопротивления, как показали расчеты, меньше допустимых значений, следовательно, располагаемого давления достаточно для преодоления сопротивления по потоку теплоносителей.
Таким образом, по итогам расчетов принимаем пластинчатый теплообменник со следующими характеристиками: принимаем теплообменник со следующими параметрами: площадь поверхности теплообмена F=20 м2; площадь пластины fпл=0,3 м2; количество пластин
n=70; эквивалентный диаметр канала dэ=0,008 м; площадь сечения канала fк=0,0011 м2.
5. Для выбранного аппарата проводят механический расчет согласно п.2.3.3.
153
5.4. Пример расчета спирального теплообменника
Пример: Рассчитать холодильник спирального типа для охлаждения смеси бензола и толуола при следующих исходных данных: содержание низкокипящего компонента (НКК)– 95% масс; количество смеси 10200 кг/час. Среднее давление в аппарате 0,18 МПа (1350 мм.рт.ст.). Хладагент
– вода. Температура смеси начальная - 32°С и конечная - 20°С, температуру воды принять.
Расчет проведем по методике, изложенной в п.2.4.
Тепловой расчёт аппарата
1. Найдем среднюю температуру среды и её теплофизические свойства при этой температуре.
Средняя температура среды определяется по формуле (1.23):
tср = |
t1 +t2 |
= |
20 +32 |
= 26°C, т.к. |
t2 |
< 2; |
|
2 |
t1 |
||||
2 |
|
|
|
где t1 и t2 – начальная и конечная температуры рабочей среды.
Свойства рабочей среды при средней температуре найдем по табл. I.1 - I.4 в приложении с учетом состава смеси:
теплоёмкость: Ср = 1700,2 Дж/кг·К
теплопроводность: λр=14,41·10-2 Вт/м·К
вязкость: µр=0,579·10-3 Па·с
плотность: ρр=872,2 кг/м3.
Критерий Прандтля для рабочей среды определяем по формуле (2.6):
|
cр µр |
|
1700,2 0,579 10 |
−3 |
||
Prр = |
|
= |
|
|
|
= 6,83 . |
λр |
|
14,41 10−2 |
|
|||
|
|
|
|
|
2. Произведем выбор хладагента и найдем его теплофизические свойства при средней температуре.
Выбираем в качестве нагревающего агента воду имеющую начальную температуру θ1=15°С; конечную температуру θ2=20°С.
Средняя температура теплоносителя по формуле (1.23):
θср = θ1 +2θ2 = 15 +2 20 =17,5°С ;
Свойства воды при средней температуре следующие (см. табл. II.1): теплоёмкость: Св=4190 Дж/кг·К теплопроводность: λв=0,593 Вт/м·К
вязкость: µв=1077,5·10-6 Па·с
154
плотность: ρв=998,5 кг/м3.
Критерий Прандтля для воды по формуле (2.6) составит:
Prв = |
cв µв |
= |
4190 1077,5 10−6 |
= 7,61. |
|
λв |
0,593 |
||||
|
|
|
3. Проведем предварительный тепловой расчёт.
Объёмный расход рабочей среды находим, используя формулу
(2.59):
Vр = |
Gр |
= |
10200 |
= 0,00325 м |
3 |
/ с; |
|
3600 |
ρр |
3600 872,2 |
|
||||
|
|
|
|
|
Находим тепловой поток в аппарате по формуле (1.26):
Q = Gр C р (t2 −t1 )= 102003600 1700,2 (32 − 20)= 57807 Вт;
Массовый и объемный расход воды, необходимый для охлаждения рабочей среды определяем с использованием формул (2.60):
Gв = |
θ |
|
|
= |
|
57807 |
= 2,76 кг/ с; |
||
Св (θ1 |
−θ2 ) |
4190 (20 −15) |
|||||||
|
|
|
|
||||||
|
Vв = |
Gв |
= |
|
2,76 |
= 0,00276 м3 / с; |
|||
|
ρв |
998,5 |
|||||||
|
|
|
|
|
Найдём среднюю разность температур между теплоносителем и рабочей средой (средний температурный напор) по формуле (1.25):
∆tср = 12 12−5 =8°С; ln 5
Принимаем предварительно значение коэффициента теплопередачи, учитывая, что эффективность спиральных теплообменников достаточно
высока; примем Kор=300 Вт/(м2·К).
Определяем ориентировочную поверхность теплообмена по формуле
(1.28):
Fор = Ксрθ∆tср = 57807300 8 = 24,1м2 .
155
Принимаем предварительно по табл. 2.7 теплообменник со следующими параметрами:
Поверхность теплообмена F=25 м2; Ширина канала b=8 мм;
Ширина ленты Lл=500 мм; Длина канала L=25 м.
4. Проведем уточнённый тепловой расчёт.
Скорость рабочей среды в канале теплообменника по формуле (1.13) составит:
ωр = bVLр л = 00,008,003250,5 = 0,813 м3 / с;
Скорость воды в канале теплообменника находим по формуле (2.78):
ωв = bVLв л = 00,008,002760,5 = 0,69 м3 / с;
Значение критериев Re для рабочей среды и воды по формулам (2.67) соответственно составят:
Re р = |
ωр dэ |
ρр |
= |
0,813 0,016 872,2 |
=19595 |
; |
µр |
|
0,000579 |
||||
|
|
|
|
|
где dэ=2·b=0,016 – эквивалентный диаметр канала;
Reв = |
ωв dэ |
ρв |
= |
0,69 0,016 998,5 |
=10231; |
|
µв |
|
|
1077,5 10−6 |
|
Значения критериев Nu для рабочей среды и воды находим по формулам (2.79):
Nuр = 0,024 Re0р,8 Prр0,43 = 0,024 195950,8 6,830,43 =148,8;
Nuв = 0,024 Re0в,8 Prв0,43 = 0,024 102310,8 7,610,43 = 92,7 ;
Значения коэффициентов теплоотдачи для рабочей среды и воды определяем по формуле вида (1.8):
αр = |
Nuр λр |
= |
148,8 0,1441 |
=1340Вт/(м |
2 |
К) ; |
||
dэ |
|
0,016 |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
156
αв = |
Nuв λв |
= |
92,7 0,593 |
= 3436 Вт/(м2 К) ; |
|
0,016 |
|||
|
dэ |
|
Общий коэффициент теплопередачи вычисляем по формуле (1.20), предварительно определив термические сопротивления загрязнений (см. табл. IV.5 в приложении) толщину листа и теплопроводность материала (см. табл. III.4); в итоге получим:
К = |
|
|
|
1 |
|
|
|
= |
|
|
|
1 |
|
|
|
= 348 Вт/(м2 |
К) |
|
1 |
+ r з + |
δст |
+ r з + |
1 |
|
|
1 |
+ 0,00018 + |
0,004 |
+ 0,00023 + |
1 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
αр |
р |
λст |
в |
αв |
|
|
1340 |
|
60 |
|
3436 |
|
|
|
Тогда необходимая площадь теплообмена по (1.28) составит:
F = К Q∆tср = 57807348 8 = 20,76 м2 ;
Следовательно, выбранный ранее теплообменник, имеющий площадь поверхности теплопередачи F=25 м2, ширину канала b=8 мм, ширину ленты lл=500 мм и длину канала L=25 м, обеспечит требуемое охлаждение.
Гидравлический расчёт аппарата
Гидравлические сопротивления в спиральных теплообменниках обусловлены сопротивлением трения и местными сопротивлениями. Общее сопротивление ( ∆P , Па) при движении потоков рабочей среды и теплоносителя определяются по общей формуле (2.80):
∆P = ∆P1 + ∆Pтр + ∆P2
Составляющие местныхсопротивлений навходеинавыходепотока - ∆Р1 и ∆Р2 находятпообщей формуле(1.16), предварительно определив скорости потоковв штуцерах;диаметрприсоединительногоштуцерапримем0,065м.
Для расчёта сопротивления теплообменника по потоку смеси найдём скорость рабочей среды в штуцерах по формуле (2.13):
wШ = |
0,00325 |
= 0,98 м с |
|
0,785 0,0652 |
|
Тогда при коэффициентах местных сопротивлений ζ1 = 1,5 и ζ2 = 2 (см. п.2.4.2) сумму потерь давлений при входе и выходе смеси из теплообменника определяем с учетом формулы (1.16):
157
∆P + ∆P = (1,5 + 2) |
872,2 0,982 |
=1465,91 Па |
|
|
|||
1 |
2 |
2 |
|
|
|
|
Коэффициент трения в прямолинейном канале при значении Reр = 19595 (турбулентный режим) по формуле (2.17) составит:
|
|
10 |
|
|
0,025 10 |
−3 |
0,25 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
λтр |
= 0,11 |
|
|
+1,16 |
|
|
|
|
= 0,024 |
19595 |
0,016 |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
В этом случае коэффициент трения в спиральном канале по формуле (2.82) составит:
λтрСП =1,15 0,024 = 0,0276
При длине спирального канала L = 25 м потеря давления смеси на гидравлическое трение по формуле (2.81) с учетом скорости потока в спиральных каналах (см. п.4 расчета) составит:
∆P = 0,0276 |
|
25 |
|
872,2 0,8132 |
=12430,72 Па |
|
|
|
|||
тр |
2 |
0,008 |
|
2 |
|
|
|
|
Общее сопротивление теплообменника по потоку смеси по формуле (2.80) составит:
∆Pр =1465,91+12430,72 =13896,6 Па
Учитывая производительность аппарата (10200кг/час=11,69 м3/час) для подачи рабочей среды в теплообменник выберем насос марки 2АХ-6 с диаметром колеса Dк=100 мм. Из номограммы (рис. 4.2. приложения [13]) для этого насоса имеем: производительность 15 м3/ч, напор 13м. Давление, создаваемое насосом, составит:
∆pН = ρ g H = 872,2 9,8 13 =111118,28 Па.
Следовательно, общее сопротивление по потоку рабочей смеси ( ∆Pр )
значительно меньше значений ∆pН . Значит, давления, создаваемого насосом, достаточно для преодоления возникающих при движении потока гидравлических сопротивлений.
Для расчёта сопротивления теплообменника потоку воды найдём её скорость в штуцерах (при диаметре штуцера 0,065 м) по формуле (2.13):
wШ = |
0,00276 |
= 0,83 м с |
|
0,785 0,0652 |
|
158
Тогда при коэффициентах местных сопротивлений ζ1 = 1,5 и ζ2 = 2 сумму потерь давлений при входе и выходе воды из теплообменника определяем учетом (1.16):
∆P + ∆P = (1,5 + 2) |
998,5 0,832 |
=1203,8 Па |
||||||||||
|
||||||||||||
1 |
2 |
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент трения |
в |
прямолинейном |
канале при значении |
|||||||||
Reв = 10231 по формуле (2.17) составит: |
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
10 |
|
|
|
0,025 10 |
−3 |
0,25 |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
= 0,025 |
|||||
λтр = |
0,11 |
|
|
|
+1,16 |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
0,016 |
|
|
||||||
|
10231 |
|
|
|
|
|
|
|
В этом случае коэффициент трения в спиральном канале по (2.82) равен:
λтрСП =1,15 0,0248 = 0,0285
При длине спирального канала L = 25м потеря давления воды на гидравлическое трение с учетом ее скорости в каналах (см.п.4) по формуле (2.81) составит:
∆P = 0,025 |
|
25 |
|
998,5 0,69 |
2 |
=10659 Па |
|
|
|
|
|||
тр |
2 |
0,008 |
|
2 |
|
|
|
|
|
|
Общее сопротивление теплообменника по потоку воды находим по формуле (2.80):
∆Pв =1203,8 +10659 =11862,8Па
Примем давление в водопроводной сети 0,15 МПа. Тогда общее сопротивление значительно меньше давления, создаваемого насосом в водопроводной сети.
Руководствуясь вышеизложенным |
окончательно |
принимаем |
спиральный теплообменник 1-25-2-8-3 ГОСТ 12067 - 80. |
|
|
Тип |
|
1 |
Поверхность теплообмена, м2 |
|
25 |
Ширина ленты, мм |
|
500 |
Ширина канала, мм |
|
8 |
Длина канала, м |
|
25 |
Механический расчет выбранного аппарата проводят по п.2.4.3.
159
5.5. Примеры расчета аппаратов воздушного охлаждения
5.5.1. Пример расчета АВО для охлаждения
Пример 1. Рассчитать и подобрать стандартный аппарат воздушного охлаждения для охлаждения 26300 кг/ч октан при абсолютном давлении рабочей среды p=0,28 МПа. Начальная температура рабочей среды t1 =120 0 C , конечная температура рабочей среды t2 =55 0 C .
Коэффициент оребрения Кор =9. Аппарат устанавливается в г.Уфа.
Расчет проведем по п. 2.5.
1. Определяем среднюю температуру рабочей среды и ее свойства
tcp p = |
t1 −t2 |
= |
120 −55 |
= 83,30 C |
|||
|
|
0,78 |
|||||
|
ln |
120 |
|
|
|||
|
|
55 |
|
|
|
|
где: t1 - начальная температура рабочей сред, t2 - конечная температура рабочей среды
Теплофизические свойства конденсата при средней температуре tcp p =83.30 C будут следующие (см. приложение I, табл. I.1 – табл. I.4):
- плотность p p = 650,03кг/ м3 ; - вязкость µp = 2,834 10−4 Па с;
- удельная теплоемкость C p =1883,2 Дж/(кг К);
-теплопроводность λp = 0,155Вт/(м К);
2.Принимаем температуру воздух на входе и на выходе из аппарата tí и tê .
Согласно данным табл. II.3 (в приложение) средняя июльская
температура в г.Уфа tí =19,4+2,6=22 0 C , а температуру воздуха на выходе из аппарата tê =60 0 C .
Примем схему распределения температуры между теплоносителями и в зоне охлаждения. При теплообмене жидкости в аппаратах воздушного охлаждения общее направление можно считать соответствующим направлению, изображенному на рис. IV.4, поэтому средняя разность температур рассчитывается с учетом поправки ε1 :
∆tcp' = ∆tcp ε1
Примем температурную схему и найдем средний температурный
напор:
160