797

31

его средней температуре заимствуют из справочников [1,2], откуда следует одновременно выписать значение коэффициента теплопроводности раствора, знание которого потребуется для

вычисления коэффициента теплоотдачи. для расчёта Re = wdp/J.1

необходимо знать скорость движения раствора, правильный выбор

которой во многом определяет рациональность конструкции

аппарата. Увеличение скорости повьппает величину коэффициента теплоотдачи, что ведёт к сокращению размеров теплообменника.

Однако одновременно возрастает гидравлическое сопротивление и,

следовательно, расход энергии на перемещение раствора через

теплообменник. Оптимальная величина скорости может быть

найдена пyrём технико-экономического расчёта и колеблется в

пределах от 0,2 до 1 м/с.

Выбрав по ориентировочно найденной поверхности Fор нормализованный теплообменник с числом ходов z и площадРЮ трубного пространства (сечение всех трубок) fтp при известном

O~MHOM расходе раствора SoIp (М3/с) скорость его течения в трубах

определяется из уравнения расхода:

w= Sozlpfyp

(27)

Расчёт К по формуле (26) производится графическим способом или способом итераций. В последнем случае в качестве нулевого приближения целесообразно принять значение К на 20-30% меньше коэффициента теплоотдачи а,2 (это предположение более обосновано, чем выбранный ранее ориентировочный коэффициент теплопередачи; известно, что коэффициент теплопередачи всегда меньше наименьшего из коэффициентов теплоотдачи).

www.mitht.ru/e-library

32

3.6ОКОНЧАТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ТИПА И РАЗМЕРОВ

ТЕПЛООБМЕННИКА.

Реальное значение коэффициента теплопередачи в работающем теплообмеШlИке всегда меньше рассчитанного по формуле (26) из-за

дополнительных термических сопротивлений загрязнений стенок fзагр

(м2 КlВT) с обеих сторон. При этом полное термическое

сопротивление в реальном теплообменнике:

(l/К)реал = (l/К)раеч + rзагр.l + rзагр.z

(28)

Значения термических загрязнений стенок fзагр приведены в справочной литературе [1~15].

По реальному значению коэффициента теплопередачи с

помощью формулы (25) определяют необходимую поверхность

теплообмена в реальных условиях работы аппарата.

Перед окончательным выбором размеров аппарата сначала необходимо уточнить тип кожухотрубчатого теплообменника,

который может быть использован для данной технологической

ситуации. Как отмечено выше~ это зависит от разности температур

стенки труб и стенки кожуха.

Нетрудно видеть (см. рис. 2а), что температура кожуха аппарата неразрывно связана с условиями теплообмена с окружающей средой.

Ясно, что если теплообменник покрыт тепловой изоляцией, то

температура его кожуха будет иной, чем у аппарата без тепловой изоляции. Следовательно, при определении температуры стенок

кожуха теплообменника сначала должен быть решён вопрос о

ТОJПЦине тепловой изоляции. Заметим~ что методика расчёта тепловой изоляции в данном случае ничем не отличается от методики, изложенной раньше применительно к вьшарному

аппарату. Более того, часто теплообменник изолируют так же, как

выпарной аппарат.

www.mitht.ru/e-library

33

Конденсат Стенкатрубы

Слой за-

грязнен.

Пограничный

Пар слой

т

Кипящая

жидкость

t

01,

r

JalP'1

r

шр. 2

а)

Конденсат Стенкакожуха

Слойэв:-	Слойтепл.
рязнен.	изоляции

Пар

т

ОКР~8IOЩе.я

среда

r

ШР'1

б)

Рис. 2. К определению средних температур стенок трубок (а) и

кожуха (6).

Знание ТОJПЦины изоляции позволяет определить величину

теплового потока, проникающего через стенку в окружающую среду.

удельный тепловой поток q, вт/м2 (считая теплопередающую стенку

- плоской) определяется так:

q = ао (еиз - to)

(29)

www.mitht.ru/e-library

Температура наружной поверхности стенки кожуха (внутренней

поверхности изоляции) 8k" для непрерывного работающего аппарата

определяется из уравнения теплового потока за счёт

теплопроводности изоляции:

откуда:

причём Виз определена и выбрана ранее.

Аналогичным образом может быть определена температура

внyrpeнней поверхности стенки 8k'. для стадии теплопереноса через

стенку:

отсюда:

Средняя по толщине температура стенки кожуха составит:

Завершив определение средней температуры корпуса, следует

установить тот же параметр для нагревательных труб (см. рис. 2а).

Здесь удельная тепловая нагрузка q, вт/м2 определяется как:

(31)

www.mitht.ru/e-library

з5

где К - реальный коэффициент теплопередачи, определяемый по формуле (28).

Из условия теплоотдачи от загрязнённой стенки к потоку

жидкости (раствора) q = (Х.2 (ез" - t) , откуда:

сучётом термического сопротивления загрязнения rзагр,2

получаем:

ест" = Gз" + q·rзагр,2

или

Далее находим:

Наконец, средняя температура стенки труб:

8тр		= (ест' + ecт"}/2 =
СР
=t	+ q (1/а.2 + r загр,2 + бст/2лст)		(32)
Здесь t	- температура раствора (tи < t		<10). В формулу (32) вместо t

удобнее подставлять Т - t\cp «Т -t)cp = ~ep)

Таким образом:

(32а)

Выбор типа теплообменнника (ТН или ТП, ТЛ) производят В

зависимости от разности етрер - екер •

www.mitht.ru/e-library

Зб

для выбранного типа теплообмеmшка из каталога [11], а также

из [1,6] выбирают ближайший больший относительно необходимой по расчёту поверхности теплообмена. Необходимо убедиться, что в подобранном теплообменнике скорость движения раствора в трубах будет не меньше принятой при расчёте (Х.2 (при расчёте Re). В

противном случае нужно выбрать тот теплообменник, у которого

больше число ходов. Если за счёт увеличения числа ходов невозможно увеличить скорость до принятой в расчёте, то

необходимо заново вьmолнить расчёт коэффициента теплопередачи

К(с новым значением критерия Re , а следовательно, и Nu, и (Х.2.

4. БЛОК СОЗДАНИЯ И ПОДДЕРЖАНИЯ

ВАКУУМА.

Последний (иногда и предпоследний) корпус многокорпусной

установки (по ходу движения раствора) работает под вакуумом,

создание которого обеспечивается конденсацией вторичных паров в

конденсаторе. Разрежение, устанавливаемое в нём, распространяется на корпуса выпарной установки, соединённые паропроводами.

4.1 ВЫБОР ТИПА КОНДЕНСАТОРА.

Три типа конденсаторов находят применение в выпарных

установках: поверхностные, смесительные и струйные.

В первых из них пар конденсируется на наружной поверхности

кожухотрубчатых (большей частью многоходовых)

www.mitht.ru/e-library

37

теплообменников, в которых хладоагент движется в трубках. их

недостатки: высокая стоимость и повышенный расход хладоагента.

эти конденсаторы применяются при необходимости получения

чистого конденсата, или когда конденсат содержит химически

агрессивные или вредные вещества, сброс которых в канализацию

или их использование для технических нужд представляет опасность.

Струйные конденсаторы по принципу действия и конструкции аналогичны водоструйным вакуум-насосам. Охлаждающая вода,

используемая в них, под относительно высоким давлением поступает

в расширительное сопло, на выходе из которого приобретает

значительную скорость и за счёт поверхностного трения увлекает за собой конденсируемый пар и неожижаемую парогазовую смесь.

Затем поток поступает в диффузор, где его кинетическая энергия преобразуется в потеlЩИальную и он выбрасывается из конденсатора.

Достоинства этих конденсаторов: компактность, простота

конструкции, надёжность в работе, способность удалять

неконденсирующиеся газы, что делает их незаменимыми при

вьmаривании кислот и сильно кислых растворов. К недостаткам

следует отнести низкий кпд (15 + 20%) и как следствие - большой

расход охлаждающей воды и энергии.

В смесительных конденсаторах (конденсаторах смешения) осуществляется непосредственный контакт конденсируемой парогазовой смеси с охлаждающей водой. Достоинства этих

аппаратов: простота устройства, низкая стоимость, экономичность, нетребовательность к чистоте охлаждающей воды.

Смесительные конденсаторы бьmают противоточные и прямоточные. Последние значительно компактнее, но при

одинаковых условиях в противоточных достигается более глубокий

вакуум, а при одинаковом вакууме - меньший расход охлаждающей

воды и, как следствие, меньшее количество неконденсирующихся

газов.

В выпарных установках нашли преимущественное применение

противоточные смесительные конденсаторы.

www.mitht.ru/e-library

38

4.2 РЕЖИМНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОТЫ КОНДЕНСАТОРА СМЕШЕНИЯ.

Вначале, независимо от типа выбранного конденсатора

устанавливают основные теплотехнические параметры его работы.

Температурный режим, поmюе и парциальное давление пара и газа в смеси устанавливают исходя из расчётных данных последнего корпуса выпарной установки.

Температуру пара на входе в конденсатор определяmoт с

учётом гидравJШческой депрессии <>г.п. в соединительном

паропроводе по формуле:

(33)

Энтальпию конденсируемого пара, считая его сухим

насыщенным водяным паром, определяют по температуре

8: i = f(8) [1].

Начальную температуру охлаждающей воды - t8

принимают равной температуре воздуха в зоне

строительства установки в наиболее жаркий месяц года. Конечную температуру смеси, состоящую из отработанной

воды и конденсата, на выходе из конденсатора принимают

равной:
"	= е	-(2	о	С	(34)
tB			+ 3),

Температуру неконденсирующейся паро-газовой смеси на

выходе из конденсатора рассчитьmают по формуле [1,6]

(35)

Рабочее давление в конденсаторе определяют по температуре 8. как Рк = f(8) [1,4].

www.mitht.ru/e-library

39

Парциальное давление конденсируемого пара определяют

по температуре t r , как рп = f{tr) [1,4].

Парциальное давление неконденсирующегося газа

определяют, согласно закону Дальтона, по формуле:

Рг= РК - Рп	(36)
Теплофизические характеристики	воды и водяного пара

определяют по соответствующим температурам и давлениям [1,4].

4.3 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОНДЕНСАТОРОВ.

Технологический расчёт противоточного конденсатора

смешения состоит в определении материальных потоков, размеров

конденсатора, барометрической трубы и барометрического ящика.

Диаметр конденсатора является основным размером аппарата и

определяется по расходу конденсируемого пара W кг/с графически, см. рис. 3.

Зависимость диаметра конденсатора dK от расхода

конденсируемого пара WП (уходящего из последнего корпуса) приведена на рис. 3.

Основные конструктивные размеры стандартных конденсаторов смешения приведены в таблице 2.

Диаметр барометрической трубы соизмеряют с диаметром

конденсатора и по значению условного диаметра штуцера [7] определяют размер внутреннего диаметра трубы, dBH•

www.mitht.ru/e-library

40

Рис. 3. Зависимость диаметра конденсатора dK от расхода конденсируемого пара WП (уходящего из последнего корпуса).

2.0

1.5

1.0

Расход охлаждающей воды определяется из уравнения теплового баланса конденсатора:

	[кг/с]	(37)
Скорость движения воды в трубе определяется из уравнения
расхода и обычно она не превьпnает W B ~ lм/с.
где WП и iп - расход вторичного пара из последнего (n -		ого)
корпуса и его энтальпия;	св - теплоёмкость воды (средняя в

рабочем диапазоне температур от tB ' до tB").

Скорость движения воды W3.T В барометрической трубе (её

диаметр d&.T берётся по таблице 2) определяется из уравнения

расхода:

(38)

в котором в правой части стоит суммарный объёмный расход

охлаждающей воды GB и образовав~7ГОСЯ из пара Wп конденсата, а Рв

- плотность воды при температуре t B •

www.mitht.ru/e-library