всякое / taranova то и расчет

	t1		=1200 С	→ t2			= 550 С
	t	н	= 600 С	→	t	к	= 220 С
	∆t1 = 600 С				∆t2 = 330 С

В этом случае: ∆tcp =	60 −33			=	27	= 45,20 C.
	ln	60			0,5978
		33

В действительности в аппарате будет смешное направление теплоносителей, при котором в соответствии с рис. IV.4 получим:

p =

tн

−tк

=

60 − 22

= 0,39;

R =

t1

−t2

=

120 −55

=1,71;

t1

120 − 22

t1

−tн

60 − 22

−tк

тогда по графику (см. рис. IV.4) поправочный коэффициент ε1 =0,8. В этом случае, средний температурный напор, в зоне охлаждения

составит:

∆tcp' = 45,2 0,8 = 36,16 = 36,20 С

3. Находим тепловой поток и определяем ориентировочную поверхность теплообмена.

Тепловой поток в аппарате по (1.26) составит:

Q = Gp C p (t1 −t2 ) = 263003600 1883,2(120 −55) = 894258,4 = 8,94 105 Вт

Примем предварительно для аппарата воздушного охлаждения

	коэффициент теплопередачи		К=100 Вт/( м2 К ), тогда площадь
	поверхности теплообмена равна:
	F =		Q	=		8,94 105	= 247м2
		K	∆tcp'		100 36,2

4. По табл.2.9 принимает тип аппарата и число секций в аппарате Zc . Учитывая среднюю вязкость жидкости, примем аппарат типа АВГ,

имеющий три секции.

Площадь теплопередающей поверхности каждой секции составит:

Fc = F 3 = 247 3 = 82,3м2

Учитывая возможную погрешность предварительного расчета, из табл.2.10 выбираем секцию со следующими параметрами:

-площадь поверхности Fc =98м2

-длина труб L=8м

161

-число рядов труб в секции nc =6

-коэффициент оребрения Kop =9,0

-труба монометаллическая (см.рис.2.4)

5.Производим уточненный тепловой расчет. Находим среднюю температуру воздуха по (1.23):

tcp p = tcp − ∆tcp' = 83,3 −36,2 = 47,10 C

При этой температуре воздух будет иметь следующие свойства (табл. II.2 в приложении):

	pв =1,29		273		=1,10кг/ м3
			273 + 47,1
С =103	Дж/(т К), µ	в	= 2 10−5 Па с, λ = 0,027Вт/(м К)
в					в

Общий расход воздуха по (2.89) составит:

	Vв =	Q	=			8,94 105		= 21,4м3	/ с
		pвCв (tк −tн )		1,1		103 (60 −	22)

Площадь сечения межтрубного пространства при толщине трубной решетки δp = 0,02м (см. табл.2.11) по формуле (2.90) составит:

f м.т. = 3 1,26(8 − 2 0,02) 0,34 =10,23м2 , где fc = 0,34 , Кop = 9

Тогда скорость воздуха в узком сечении труб:

	wм.т. =	Vв	=		21,4	= 2,1м/ с
		f м.т.		10,23

Определим критерий Прандтля для воздуха:

Pr = Câ µâ = 1000 2 105 = 0,741 λâ 0,027

Тогда коэффициент теплоотдачи от воздуха по формуле (2.92) составит:

a2	10,23 1,1			0,65	0,35		Вт/(м	2	K ) ,
	= 0,5 0,027				0,741	= 66,44
		2 10−5
		где C2		= 0,5 при Кop = 9

162

Приведенный коэффициент теплоотдачи по (2.93) равен:

апр = С1 а2 = 0,83 66,44 = 55,15 Вт/(м2 K ) ,

где C1 = 0,83 при Кop = 9

Принимаем режим движения турбулентным при Re=10 4 . В этом случае скорость рабочей среды:

wcp =	Re µp	=	10		4 2,834 10	−4	= 0,198 ≈ 0,2 м/с, где dâ =22мм
	dв p p			0,022 650,03

Объемный расход октана равен:

Vp = 360026300650,03 = 0,011м3 / с

Тогда количество труб в одном ходе, обеспечивающее турбулентный режим течения по (2.94) составит:

nx =	0,011	=140,76	шт.
	0,785 0,0222 0,2

Принимаем по табл.2.10 при Fc = 98м2 секцию, имеющую Z x =1 и nx =141, и уточняем скорость жидкости в трубках:

	w' p =		0,011		= 0,21 м/с
		0,785	0,0222 141

Рассчитаем значение критериев с учетом расчетной скорости:

Re =

w'

p d

в

p

c

=

0,21 0,022 650,03

=10596,8

µc

2,834 10−4

Pr =

C p µp

=

1883,2 2.834 10

−4

= 4,6

λp

0,115

Nu=0,021 Re0,8 Pr 0,43

= 0,021 10596,80,8 4,60,43 = 67,28

При этом коэффициент теплоотдачи от октана к трубе составит:

а1	=	Nu	λp	=	67,28 0,115	= 351,7	Вт/(м	2	K )
		dв			0,022

163

Найдем		термические сопротивления		загрязнений:	от среды
r31 = 2 10−4	м2 К/Вт, от воздуха r32 = 3 10−4		м2 К/Вт, (cм.табл. IV.5 в
приложении).
Термическое сопротивление однопоточной алюминиевой стенки
толщиной	δñò	= 3мм с теплопроводностью	λñò	= 203 Вт/м K	(табл. III.4)

составит:

δñò λñò = 0,003/ 203 =1,5 10−5 м2 К/Вт.

При этом суммарное термическое сопротивление стенки:

∑r3 = 5,15 104 м2 К/Вт.

Тогда общий коэффициент теплопередачи в аппарате составит:

K2

=

1

=

1

=188,7 Вт/(м2

K )

1

+ ∑r3 +

1

1

+5,15 10

−4

+

1

a

a

np

K

op

351,7

55,15 9

1

Таким образом, уточненная площадь поверхности теплообмена равна:

	F =		Q	=		8,94 105	=130,9м2
		K2	∆t 'cp		188,7 36,2

Необходимая площадь теплопередающей поверхности одной секции составит:

Fc =130,9 / 3 = 43,6м2

Уточненный расчет показал, что можно использовать ранее принятый аппарат типа АВГ со следующими параметрами: площадь поверхности одной секции Fc = 98м2 , число рядов труб в секции nc = 6 ,

число ходов по трубам Z x =1 , число труб в одном ходе nx =141, длина труб

L=8 м.

6. Найдем характеристики вентилятора при расходе воздуха Vв = 21,4м3 / c. Находим по графику (см.рис. IV.6 ) на кривой 2 точку, вблизи

которой проходит характеристика вентилятора с углом установки лопастей 10 0 . При этих данных мощность привода вентилятора с частотой вращения n=7,5с−1 должна быть N=19 кВт. В соответствии с рекомендациями табл.2.9 принимаем N=22 кВт

На основании проверенного расчета окончательно выбираем тип аппарата воздушного охлаждения:

164

АВГ = 9 − Ж − 2,8 − М1− НВЗ ГОСТ 20764

6 −1−8

5.5.2. Пример расчета АВО для конденсации паров с последующим охлаждением

Пример 2. Рассчитать и подобрать стандартный аппарат воздушного охлаждения для конденсации и последующего охлаждения 23500 кг/ч толуола до температуры 660С. При абсолютном давлении рабочей среды P=0,12 МПа. Коэффициент оребрения Кор=14,6. Аппарат установлен в г. Уфа.

Расчет проведем по п. 2.5.

1. Определяем среднюю температуру толуола и его свойства при этой температуре. Поскольку трубное пространство аппарата по принципу действия близко к аппаратам идеального вытеснения, его можно разделить на две зоны: конденсации и охлаждения конденсата. По всей длине зоны конденсации температура постоянна и в соответствии с абсолютным давлением p=0,12 МПа равна t1=1160 С (приложение I , табл. I.5).

Теплофизические свойства конденсата при этой температуре следующие (см. приложение I, табл. I.1 – табл. I.4):

-плотность ρр=770,4 кг/м3

-вязкость µ1=2,39·10-4 Па·с

-теплопроводность λ1=0,11268 Вт/(м K ) ;

-удельная теплота конденсации r1=358,78 кДж/кг;

-удельная теплоемкость C1=1,904*103 Дж/(кг·K)

Теплофизические свойства толуола в зоне охлаждения определяем при средней температуре( tср.р. ), определяемой по формуле (1.23):

	tcp p =	116 −50	= 78,430 C.
		ln(116 / 50)

При этой температуре найдем свойства толуола (см. приложение I):

-плотность ρ2=806,43 кг/м3

-вязкость µ2=3,24·10-4 Па·с

-теплопроводность λ2=0,1213,77 Вт/(м K ) ;

-удельная теплоемкость C2=1838Дж/(кг·K)

2.Принимаем температуру воздуха на входе и на выходе tн и tк. Согласно данным табл. II.3 средняя июльская температура в г.Уфе 19,40С.

Принимаем температуру воздуха на входе в теплообменник tн =19,4+2,6=22, а температуру воздуха на выходе и теплообменника tк =600С

165

Примем следующую схему распределения температур между теплоносителями в зонах конденсации и охлаждения:

t1 =1160 С

↔ t2

=1160

С

t1

=1160 С

→ t2 = 660

С

t

н

= 220 С

→

t

к

= 600

С

t

н

= 600 С

→

t

к

= 220

С

∆t '1 = 940 С

∆t ' 2 = 560 С

∆t1 = 560 С

∆t2 = 440 С

В этом случае согласно (1.25) получим:

	∆tcp1	=	94 +56	= 750 C, ∆tcp2 =	56 − 44	= 49,760 C.
			2		ln(56 / 44)

В действительности в зоне охлаждения будет смешное направление теплоносителей, при котором в соответствии с рис. IV.4 в приложении для перекрестно-смешанного движения теплоносителей имеем:

р =		tк	−tн			=			60 −22		= 0,4
		t	−t	н				116 −22
1
R =	t1 −t2					=	116 −66				=1,31
									60 − 22
	tк		−tн

В этом случае, средний температурный напор в зоне охлаждения найдем с учетом поправки:

∆tcp' 2 = ε1 −∆tcp2 = 0,83 49,76 = 41,30 С

где: поправочный коэффициент ε1=0,83 (см. рис. IV.4).

3.Находим тепловой поток по зонам:

Q1 - для зоны конденсации находим по формуле (1.27); Q2 - для зоны охлаждения – по формуле (1.26).

Рассчитаем тепловой поток в зоне конденсации:

Q1 = Gp r1 = 235003600 3,58 105 = 2,3 106 Вт.

Тепловой поток в зоне охлаждения составит:

Q2 = Gp rр = (t1 −t2 ) = 235003600 1838(116 −66) = 0,6 106 Вт.

Примем предварительно для зон конденсации и охлаждения коэффициент теплопередачи - К=250 Вт/(м2 К ), тогда площадь теплопередающей поверхности зоны конденсации равна:

166

F1

=

Q

=

2,3 106

=122,67 м2 .

1

K

250 75

∆tcp1

где: Q1 -

тепловой поток

в зоне конденсации, Вт;

K - коэффициент

теплопередачи; ∆tср1

- средний температурный напор в зоне

конденсации,0С

Площадь теплопередающей поверхности зоны охлаждения

составит:

F2 =

Q2

=

0,6 106

= 58,1 м2 .

K ∆t 'cp2

250 41,3

где:

Q2 - тепловой поток в зоне охлаждения, Вт;

K - коэффициент

теплопередачи, ∆t׳ср1 – средний температурный напор в зоне, охлаждения

0С

Тогда общая площадь поверхности теплообмена составит:

F=122,67+58,1= 180,77 м2

4. По табл.2.9 принимаем тип аппарата с учетом вязкости среды и принимаем число секций в аппарате Zc. Находим площадь поверхности теплообмена для одной секции по формуле: Fc=F/ Zc и по табл.2.10 выбираем секцию.

Учитываю небольшую вязкость конденсата, примем для дальнейших расчета аппарата типа АВГ, имеющий три теплообменные секции. Площадь теплопередающей поверхности каждой секции равна:

Fc=F/3=180,77/3=60,26 м2 .

Учитывая возможную погрешность предварительного расчета, выбираем секцию со следующими параметрами:

- площадь поверхности теплообмена секции Fc =85 м2;

-длина труб L=8 м;

-число рядов труб в секции nc =6;

-коэффициент оребрения Kор=14,6;

-труба монометаллическая.

5.Производим уточненный тепловой расчет для зон конденсации

иохлаждения.

При уточненном расчете теплообменника принимаем температуру воздуха, используя формулы (1,23):

∆tср.в =tср. р −∆tcp2 = 78,43 −49,76 = 28,670 С

167

При этой температуре воздух будет иметь следующие свойства (табл. II. 2 в приложении):

-плотность ρв=1,17 кг/м3;

-вязкость µв=1.86·10-5 Па·с ;

-теплопроводность λв=0,0263 Вт/(м K ) ;

-удельная теплоемкость Cв=1006,7 Дж/(кг·K) ; Общий расход воздуха в аппарате составит:

	Vв =	Q	−Q	2	=		2,9 10	6	= 64,8
		1								м3 / с
		pвCв (tк −tн )				1,17 1006,7(60 − 22)

где: Q1 и Q2 - тепловые потоки в зонах конденсации охлаждения, Вт;

tк и tн - конечная и начальная температура воздуха, 0 С; ρв - плотность воздуха, кг/м3;

Cв - теплоемкость воздуха Дж/(кг·K).

Площадь сечения межтрубного пространства при толщине трубной решетки δр=20 мм (табл. 2.11) составит:

f м.т = Zсв(L − 2δp ) fc = 3 1,26(8 − 2 0,02)0,34 =10,23 м2

где: Zc - число параллельных секций, через которые проходит воздух в- рабочая ширина просвета в секции в =1,26 м;

L – длина труб в секции, м; δр - толщина труб решетки, м;

fс =0,34 при Kор=9;

Скорость воздуха в узком сечении труб найдем по формуле:

	wм.т. =	Vв	=		64,8	= 6,33 м/с.
		f м.т.		10,23

Критерий Прандтля для воздуха составит:

	C	µ	в		1006,7 1,86 10		−5
Pr =	в			=				= 0,712.
	µв				0,0263

Коэффициент теплоотдачи от воздуха по формуле (2.92) равен:

a2		6,33 1,17	0,65	0,712	0,35	= 48,93	Вт/(м2 K )
	= 0,48 0,0263
		1,86 10−5

где C2 =0,48 при Kор =14,6.

168

А приведенный коэффициент теплоотдачи по (2.93) составит:

αпр = C1·α2=48,93·0,65=31,8 Вт/(м2 K )

где С1=0,65 при kop=14,6

Рассмотрим уточненный тепловой расчет для зоны конденсации.

Коэффициент теплоотдачи от паров конденсирующегося углеводорода к стенке горизонтальной трубы, определим по формуле

(2.48):

					2	3	g	0,25
a1		r1		p1		λ1			;
			µ
	= С			1	l ∆t		1

где С – коэффициент зависимости от расположения труб, для горизонтального расположения С=0,72;

g – ускорение свободного падения g=9,8 м/с2, l=dв - внутренний диаметр труб;

dв =0,022 м – для монометаллических труб (см. рис. 2.4);

∆t1 - разность температур между температурой конденсирующего пара и стенкой трубы: ∆t1= t1- tст.

		358780	770,4	2	0,11268	3	9,81			0,25	3516
	= 0,72
a										=
1		0,000239 ∆t1 0,022									∆t 0,25
										1
Так как	коэффициент		теплоотдачи					a1		зависит от разности

температур ∆t1= t1- tст1, тепловой расчет аппарата должен проводиться методом подбора температуры стенки tст1 со стороны конденсирующего пара. Этот расчет сводится к подбору tст1 решением уравнения вида (2.50):

	q = a1 (t1	−tст1 ) =		tст1	−tст2	= (tст2	−tср.в. )anp Kop ,
			r31	+δст	λст +r32

где q1 = α1(t1 - tст1) и q2 = αпр· kop ·(tст2 - tср.в.)

Примем термические сопротивления загрязнений: от углеводорода

r31 =4·10-4 м2 К/Вт, от воздуха r32 =3·10-4 м2 К/Вт (табл. IV. 5). Термическое сопротивление однослойной алюминиевой стенки толщиной

δст =3 мм с теплопроводностью λст =203 Вт/(м·K) (табл. III.4) равно:

δст = 0,003 =1,5 105 м2 К/Вт λст 203

Тогда ∑r =7,15·10-4 м2 К/Вт.

169

Средняя температура воздуха в зоне конденсации составит:

t	ср.в.	= t −∆t	cp1		=116 −75 = 410 C
		1
При этих данных, учитывая anр =31,8 Вт/( м2 ·К) и Кop =14,6
уравнение вида (2.50) запишется в виде:
q = 3516 ∆t10,75 =					∆tст		= 464,28 ∆t2 ;
				7,15 10−4
где: ∆t1= t1- tст1; ∆tст= tст1- tст2; ∆t2= tст2- tср.в..								0.75;
Расчет введем до сходимости значений q1 и q2, где q1 =3516· ∆t1

q2=464,28· ∆t2.

Результаты расчета по этому уравнению с целью подбора q

приведены в таблице:
tст1, 0 С			111	108	104,3
∆t1, 0 С			5	8	11,7
q1 =3516· ∆t1	0.75, Вт/ м2		11756,45	16725,01	22242,74
∆tст=7.15·104 q1		0 С	8,394109	11,94166	15,88132
tст2= tст1- ∆tст	0 С		102,6059	96,05834	88,41868
∆t2= tст2- tср.в	0 С		61,60589	55,05834	47,41868
q2=449.7· ∆t2,			28602,38	25562,49	22015,55
Вт/ м2

Из последнего столбца этой таблицы получим:

q1 =22242,74 Вт/ м2 ; q2 =22015,55 Вт/ м2

Средняя плотность теплового потока при этом равна:

	qср =	22242,74 + 22015,55	= 22129 Вт/ м2
		2

Тогда необходимая площадь поверхности теплообмена в зоне конденсации составит:

'		Q		2,3	10	6	2
	1
F 1	=		=	22129 =103,93 м .
		qcp

Проведем уточненный расчет для зоны охлаждения.

Принимаем для углеводорода в зоне охлаждения турбулентный режим движения (Re=104). В этом случае скорость рабочей среды в трубах, согласно (2.94) равна:

170