Расчет и проектирование выпарной установки непрерывного действия для выпаривания водного раствора CuSO4 (стр. 6 из 7)

Расчет коэффициентов теплопередачи, выполненный описанным выше методом, приводит к следующим результатам [в Вт/(м²∙К)]:

К₁=1223; К₂=1089

Распределение полезной разности температур

Δt_{п 1}= 77,09∙(4438/1223)/((4438/1223)+(4665/1089))=45,35 град;

Δt_{п 2}= 77,09∙(4665/1089)/((4438/1223)+(4665/1089)) =31,73 град.

Проверим общую полезную разность температур установки:

Σ Δt_п=Δt_п1 +Δt_п2 =45,36+31,73=77,09 °С

Сравнение полезных разностей температур Δt_п, полученных во 2-ом и 1-ом приближении, представлено в табл. 4:

Таблица 4

Параметры	Корпус
	1	2
Δtп,во 2-ом приближении, град.	45,35	31,73
Δtп в 1-м приближении, град.	44,92	32,17

Различие между полезными разностями температур по корпусам в 1-ом и 2-ом приближениях не превышает 5%.

Поверхность теплопередачи выпарных аппаратов:

F₁=4438000/(1223∙45,35)=102,653 м²

F₂=4665000/(1089∙31,73)=102,655 м²

По ГОСТ 11987 - 81 выбираем выпарной аппарат со следующими характеристиками:

Таблица 5

Номинальная поверхность теплообмена Р(н),м2.	125
Диаметр труб d (наружный), мм	38 2
Высота труб Н, мм	4000
Диаметр греющей камеры dK, мм	1000
Диаметр сепаратора dc, мм	2200
Диаметр циркуляционной трубы dц, мм	700
Общая высота аппарата На, мм	13500
Масса аппарата Ма, кг	11500

3.2 Расчет толщины тепловой изоляции

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

α_в=(t_ст2-t_в)=(λ_и/δ_и)∙(t_cт1-t_cт2), (3.14)

где α_в=9,3+0,058∙t_ст2 - коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(м²∙К); t_ст2 - температура изоляции со стороны окружающей среды (воздуха),°С;t_ст1 - температура изоляции со стороны аппарата; ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата по сравнению с термическим сопротивлением слоя изоляции t_ст1 принимаем равной температуре греющего пара t_г1 t_в - температура изоляции окружающей среды (воздуха),°С; λ_и - коэффициент теплопроводности изоляционного материала, Вт/(м∙К). Рассчитаем толщину тепловой изоляции: при t_cт2=35

α_в=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 λ_и=0,09 Вт/(м*К). Тогда при t_cт1=142,9 °С, t(возд)=20 °С:

δ_и=λ_и∙(t_ст1-t_ст2)/(α_в∙(t_cт2-t_возд)).

δ_и=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=G_н∙c₁∙(t_к-t_н), (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:

F_op=Q/K_op∙∆t_ср.лог. (4.3)

Где К_ор – ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, соответствующее турбулентному течению; ∆t_{ср. лог} – среднелогарифмическая разность температур.

∆t_{ср лог}=[(t_г1-t_н1)-(t_г1-t_к1)]/ln[(t_г1-t_н1)/(t_г1-t_к1)] (4.4)

∆t_{ср лог}=[(142.9-25) – (142.9-98)]/2.69=76.8 ºC

F_op=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 d_н=20´2 мм.

N/z=4∙G₁/p∙d∙Re_op∙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∙Re₁^0,8∙Pr₁^0,43∙(Pr₁/Pr_cт1)^0,25 (4.8)

Поправкой (Pr₁/Pr_cт1)^0,25 принебрегаем т.к. разница температур между жидкостью и стенкой невелика, меньше Δt_ср.

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:

Re_г=G_п∙d_вн/S_мтр∙∑δ/λ=0,7365∙0,025/0,017∙0,00051=2124 (4.10)

α₂=2,04∙ε∙λ_ст∙(ρ∙L n/G_пμ)^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:

F_тр=Q/(K∙Δt_ср)= 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:

ω_тр = 4∙G₁∙z/(3,14∙d²∙n∙ρ ₁) (4.13)

ω_тр = 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 D_k= 600 мм, а число ходов z= 2, то диаметр условного прохода его штуцеров равен d_ш= 150 мм (см.табл.2.6.[2]).

Скорость потока в штуцерах:

ω _ш=4∙G_тр/(3,14∙ ρ_тр∙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]):

ΔР_тр=

, (4.15)

где L-длина труб теплообменника, м.

ΔР_тр= 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 d_мтр.ш=0,2 м, скорость потока в штуцерах:

(4.17)

Скорость теплоносителя в межтрубном пространстве ω_мтр определяется по формуле:

(4.18)

ΔР_мтр=

, (4.19)

ΔР_мтр=21234 Па.

5. РАСЧЕТ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ

5.1 Расчет барометрического конденсатора

Для создания вакуума в выпарных установках обычно применяют конденсаторы смешения с барометрической трубой. В качестве охлаждающего агента используют воду, которая подаётся в конденсатор чаще всего при температуре окружающей среды (около 20°С). Смесь охлаждающей воды и конденсата выливается из конденсатора по барометрической трубе. Для поддержания постоянства вакуума в системе из конденсатора с помощью вакуум-насоса откачивают неконденсирующиеся газы.

Необходимо рассчитать расход охлаждающейся воды, основные размеры (диаметр и высоту) барометрического конденсатора и барометрической трубы, производительность вакуум-насоса.

5.1.1 Расход охлаждающей воды

Расход охлаждающей воды g_b определяют из теплового баланса конденсатора:

G_в=w₂*(I_бк-c_в*t_к)/(c_в*(t_к-t_н)), (5.1)