Расчет и проектирование выпарной установки непрерывного действия для выпаривания водного раствора CuSO4
Рефераты >> Химия >> Расчет и проектирование выпарной установки непрерывного действия для выпаривания водного раствора CuSO4

3.2 Расчет толщины тепловой изоляции

Толщину тепловой изоляции δи находят из равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции от поверхности изоляции в окружающую среду:

αв=(tст2-tв)=(λи/δи)∙(tcт1-tcт2), (3.14)

где αв=9,3+0,058∙tст2 - коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(м2∙К); tст2 - температура изоляции со стороны окружающей среды (воздуха),°С;tст1 - температура изоляции со стороны аппарата; ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата по сравнению с термическим сопротивлением слоя изоляции tст1 принимаем равной температуре греющего пара tг1 tв - температура изоляции окружающей среды (воздуха),°С; λи - коэффициент теплопроводности изоляционного материала, Вт/(м∙К). Рассчитаем толщину тепловой изоляции: при tcт2=35

αв=9,3+0,058∙35=11,33 Вт/(м2*К).

В качестве материала для тепловой изоляции выберем совелит (85% магнезии+15% асбест), имеющий коэффициент теплопроводности λи=0,09 Вт/(м*К). Тогда при tcт1=142,9 °С, t(возд)=20 °С:

δи=λи∙(tст1-tст2)/(αв∙(tcт2-tвозд)).

δи=0,09∙(142,9-35)/(11,33∙(35-20))=0,057 м.

Примем толщину тепловой изоляции 0,055 м и для второго корпуса тоже.

4. РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА

4.1 Тепловой баланс

Кожухотрубчатые подогреватели предназначены для конденсации паров в межтрубном пространстве.Рассчитаем необходимую поверхность теплообменника, в трубном пространстве которого нагревается от 25 °С до 98 °С раствор CuSO4.Тепловой поток, принимаемый исходной смесью и, соответственно, отдаваемый насыщенным водяным паром:

Q=Gн∙c1∙(tк-tн), (4.1)

G - массовый расход жидкостной смеси, кг/с, с – средняя теплоемкость, Дж/кг∙с; t – начальная температура раствора, °С; t – конечная температура раствора, °С.

Q=5∙4029∙(98-25)=1531020 Вт

В качестве теплоносителя использовать насыщенный водяной пар с параметрами: t=142,9 °С.

По определенной по уравнению (4.1) тепловой нагрузке определяется расход второго теплоносителя c учётом потерь:

G=1,03∙Q/r (4.2)

где r – теплота конденсации пара.

G=1,03∙1531020/2141∙103=0,7365 кг/с

4.2 Определение ориентировочной поверхности теплообмена

Для определения ориентировочной поверхности теплообмена служит формула:

Fop=Q/Kop∙∆tср.лог. (4.3)

Где Кор – ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, соответствующее турбулентному течению; ∆tср. лог – среднелогарифмическая разность температур.

∆tср лог=[(tг1-tн1)-(tг1-tк1)]/ln[(tг1-tн1)/(tг1-tк1)] (4.4)

∆tср лог=[(142.9-25) – (142.9-98)]/2.69=76.8 ºC

Fop=1531020/800∙76.8=24.9 м2

4.3 Выбор теплообменника

Примем ориентировочное значение Re=15000 Что соответствует развитому турбулентному режиму течения жидкости в трубах. Такой режим течения возможен в теплообменнике с числом труб, приходящихся на один ход: для труб диаметром dн=20´2 мм.

N/z=4∙G1/p∙d∙Reop∙m1 (4.5)

N/z=4∙5/3,14∙0,016∙15000∙0,000552=48

Из табл.2.3 [2] выбираем теплообменник с близкой поверхностью теплообмена F=31 м2 и длиной труб l= 4 м, число ходов z=2; число труб n= 100, диаметром кожуха Dк=0,4м

В трубное пространство направим подогреваемый раствор, в межтрубное - греющий пар.

4.4 Уточненный расчет поверхности теплопередачи

Для выбора формулы для расчета коэффициента теплоотдачи α1 определим значение критерия Рейнольдса для подогреваемого раствора Re1 по формуле:

Re1=4∙G1/π∙d∙(n/z)*μ1, (4.6)

где d – внутренний диаметр труб теплообменника, м; n- число труб, z- число ходов (см.табл.2.3.[2]).

Re1 =4∙5/(3,14∙0,02∙(100/2)∙0,000552) = 10989.

Значение критерия Прандтля найдем по формуле:

Pr1 = с1∙μ1/λ1 (4.7)

Pr1 = 4029∙0,000552/0,576=5,5.

Так как значение Re1 равно 10989, то значение критерия Нусельта найдем по формуле:

Nu1=0,021∙Re10,8∙Pr10,43∙(Pr1/Prcт1)0,25 (4.8)

Поправкой (Pr1/Prcт1)0,25 принебрегаем т.к. разница температур между жидкостью и стенкой невелика, меньше Δtср.

Nu1=0,021∙10989 0,8∙5,5 0,4= 74,7 Вт/м∙К

Значение коэффициента теплоотдачи α1 определим по формуле:

α1= Nu1∙λ1/d (4.9)

α1= 74,7∙0,4046/0,021 = 1439 Вт/м2∙К

Примем, что значение тепловых проводимостей стенки трубы со стороны пара 11600 Вт/м2∙К со стороны кипящего раствора 2900 Вт/м2∙К.

1/S=1/(1/11600+0,002/25,1+1/2900)=0,00051 Вт/м2∙К.

Найдём число Рейнолдса для газовой фазы:

Reг=Gп∙dвн/Sмтр∙∑δ/λ=0,7365∙0,025/0,017∙0,00051=2124 (4.10)

α2=2,04∙ε∙λст∙(ρ∙L n/Gпμ)1/3 = 2,04∙0,7∙25,1∙(0,592∙4∙100/0,7365∙0,001)1/3 =4336

К=1/(1/2124+0,00051+1/4336)= 696,6 Вт/м2∙К.

Тогда требуемая поверхность теплопередачи:

Fтр=Q/(K∙Δtср)= 1531020/76,8∙696,6=28,6 м2.

Из табл. 2.3 [2] выбираем теплообменник с близкой поверхностью теплообмена. Расчёты подтверждают, что выбранный ранее теплообменник является оптимальним.

Запас поверхности:

∆=(31-28,6)∙100/28,6=8,39 % (4.12)

4.5 Определение гидравлического сопротивления теплообменника

А) в трубном пространстве:

Скорость среды в трубах теплообменника:

ωтр = 4∙G1∙z/(3,14∙d2∙n∙ρ 1) (4.13)

ωтр = 4∙ 5∙2/(3,14∙(0,021)2∙100∙1023) =0,28 м/с.

Для определения коэффициента трения λ нужен Re среды. Re= 12800.

Коэффициент трения λ рассчитываем по формуле:

Т.к. диаметр кожуха выбранного теплообменника равен Dk= 600 мм, а число ходов z= 2, то диаметр условного прохода его штуцеров равен dш= 150 мм (см.табл.2.6.[2]).

Скорость потока в штуцерах:

ω ш=4∙Gтр/(3,14∙ ρтр∙d трш2)= 4∙ 5/(3,14∙ 1023∙(0,15)2)= 0,0,277 м/с. (4.14)

Расчетная формула для определения гидравлического сопротивления в трубном пространстве имеет вид (формула(2.35) [2]):

ΔРтр=, (4.15)

где L-длина труб теплообменника, м.

ΔРтр= 1392 Па.

Б) В межтрубном пространстве:

Число рядов труб, омываемых потоком в межтрубном пространстве:

m≈(n/3)0.5=(100/3)0.5≈6 (4.16)

Число сегментных перегородок х=14 (см. табл. 2.7[2]).

Диаметр штуцеров к кожуху dмтр.ш=0,2 м, скорость потока в штуцерах:

(4.17)


Страница: