Материал: расчеты теплооборуд
Градирня состоит из корпуса 1, в верхней части которого над трубами
водораспределительной системы расположен брызгоотделитель (каплеотбойник) 7, установленный на кронштейнах. В трубах водораспределительной системы установлены форсунки 6. В нижней части корпуса находится поддон 2 и камера с поворотной воздухораспределительной решеткой 3. Поддон снабжен поплавковым клапаном и соединен с насосом для подачи свежей воды. Поддон разделен перегородкой 10, выполняющей роль гидравлического затвора. Над решеткой 3 установлена опорная решетка 4, на которой расположены элементы подвижной насадки 5 (шары из вспененной пластмассы). Для засыпки шаров имеется люк 9. Воздух из атмосферы подается вентилятором 8.
Скорость воздуха рекомендуется выбирать до (5÷6) м/с в расчете на свободное сечение корпуса, а диаметр шаров dш = (20÷40) мм.
Для организации рационального режима работы аппарата следует принимать удельную плотность орошения в пределах (0,5÷0,7)10-3 м3/м3, свободное сечение опорно – распределительной решетки (0,5÷0,6) м2/м2.
Рис. 2.11. Схема градирни с псевдоожиженным слоем:
1 –корпус; 2 - поддон; 3- распределительная решетка; 4- опорная решетка;5- шаровая насадка; 6- форсунки; 7- брызгоотделитель; 8 - вентилятор; 9- люк: 10 – перегородка
Таблица 2.11.
Техническая характеристика градирни «Одесса»
Марка градирни |
50 |
100 |
150 |
250 |
500 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
Окончание таблицы 2.11
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
1. |
Количество охлаж- |
|
|
|
|
|
даемой воды, м3/ч |
|
|
|
|
|
|
а) номинальное |
10 |
20 |
30 |
50 |
100 |
|
б) наибольшее |
16 |
32 |
50 |
60 |
160 |
|
в) наименьшее |
6 |
11 |
16 |
21 |
50 |
|
2. |
Номинальный расход |
|
|
|
|
|
воздуха, м3/ч |
7500 |
12000 |
20000 |
27000 |
54000 |
|
3. |
Номер центробежно- |
|
|
|
|
|
го вентилятора |
6,3 |
8 |
8 |
10 |
10 |
|
4. |
Количество венти- |
1 |
1 |
1 |
1 |
2 |
ляторов |
|
|
|
|
|
|
5. |
Номинальная мощ- |
|
|
|
|
|
ность электродвигате- |
2,2 |
4 |
5,5 |
11 |
11 |
|
ля, кВт |
|
|
|
|
|
|
6. |
Сопротивление гра- |
|
|
|
|
|
дирни, Па |
500 |
500 |
500 |
608 |
608 |
|
7. |
Габариты, мм: |
|
|
|
|
|
длина |
2772 |
3254 |
3504 |
4794 |
5360 |
|
ширина |
1050 |
1269 |
1394 |
2063 |
3202 |
|
высота |
2825 |
3225 |
3275 |
3703 |
3708 |
|
8. |
Масса, кг: |
|
|
|
|
|
без воды |
735 |
1190 |
1440 |
1960 |
3073 |
|
с водой |
1900 |
2500 |
3100 |
5000 |
5500 |
|
9. |
Давление перед |
|
|
|
|
|
форсунками, кПа |
38 |
38 |
38 |
38 |
38 |
|
10. Расход свежей воды, |
|
|
|
|
|
|
м3/ч |
0,2 |
0,3 |
0,5 |
0,7 |
1,5 |
|
11.Количество |
|
|
|
|
|
|
форсунок |
2 |
4 |
6 |
12 |
24 |
|
12. Объем воды в |
|
|
|
|
|
|
поддоне, м3 |
1,16 |
1,31 |
1,66 |
3,04 |
2,5 |
|
|
|
|
|
|
|
|
2.4.9. ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛООБМЕННОГО
АППАРАТА
Рассмотренные выше теплообменные аппараты используются в качестве подогревателей, холодильников, дефлегматоров, конденсаторов и теплообменников другого назначения.
При выборе конструкции теплообменного аппарата необходимо исходить из конкретных условий его работы и основных требований, предъявляемых к теплообменникам, а также руководствоваться следующими основными положениями:
1)при теплообмене между теплоносителями без изменения агрегатного состояния целесообразно выбирать секционные аппараты, а там где габариты ограничены, применять многоходовой кожухотрубчатый теплообменник с перегородками в межтрубном пространстве;
2)в случае обогрева паром рекомендуется использовать многоходовые
теплообменники по трубному пространству с подачей пара в межтрубное
пространство; |
|
|
|
|
|
|
3)для |
агрессивно |
химических |
сред |
и |
при |
небольших |
производительностях целесообразно применять аппараты с рубашками, оросительные и погружные змеевиковые теплообменники;
4)если условия теплообмена по обе стороны теплопередающей поверхности сильно отличаются друг от друга (например, системы газ- жидкость, газ - пар), то рекомендуются оребренные теплообменники;
5)если габариты и вес аппарата ограничены, то целесообразно применение пластинчатых ребристых или штампованных теплообменников;
6)во всех случаях следует выбирать наиболее простые по конструкции коррозионностойкие и дешевые по материалам теплообменники; к
усложненным |
аппаратам |
(с плавающей |
головкой, с сильфонным |
|
компенсатором, |
спиральные), |
а также с трубами из цветных |
металлов |
|
следует прибегать в случаях необходимости. |
|
|
||
Так как энергозатраты на |
эксплуатацию |
теплообменников |
напрямую |
|
зависят от гидравлического сопротивления движению теплоносителей, то их скорости в каналах и трубах ограничены пределами, представленными в табл. 2.12.
Рекомендуемые скорости теплоносителей |
Таблица 2.12. |
||||
|
|
|
|||
в трубах и каналах |
|
|
|
||
Вид теплоносителя |
Условия движения |
|
Скорость |
|
|
|
|
|
движения, м/с |
|
|
1 |
2 |
|
|
3 |
|
Жидкости маловязкие (вода, |
Нагнетательные и |
|
1,0 |
– 3,0 |
|
бензин, керосин и другие) |
всасывающие линии |
|
0,8 |
– 1,2 |
|
Жидкости вязкие (легкие и |
Нагнетательные и |
|
0,5 |
– 1,0 |
|
тяжелые масла, растворы и т.д.) |
всасывающие линии |
|
0,2 |
– 0,8 |
|
Жидкости маловязкие и вязкие |
Самотек |
|
0,1 |
– 0,5 |
|
Газы при большом давлении |
Нагнетательные линии |
|
15,0 |
– 30,0 |
|
|
компрессоров |
|
|
|
|
Газы при небольшом давлении |
Нагнетательные линии |
|
5,0 – 15,0 |
|
|
|
вентиляторов, газоходы |
|
|
|
|
Газы при естественной тяге |
Газоходы |
|
2,0 |
– 4,0 |
|
Пары насыщенные (водяные, |
Давление в МПа |
|
|
|
|
углеводородные и другие) |
0,5 – 0,02 |
|
60 - 75 |
|
|
|
0,02 – 0,05 |
|
40 - 60 |
|
|
|
0,05 – 0,1 |
|
20 - 40 |
|
|
|
0,1 |
|
10– 25 |
|
|
|
|
Окончание таблицы 2.12 |
||
1 |
2 |
|
3 |
|
Пар водяной перегретый, |
- |
|
30-60 |
|
сухой насыщенный |
- |
|
20-30 |
|
Глава 3. РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
3.1.Расчет кожухотрубчатого теплообменника
Пример 1.
Рассчитать кожухотрубчатый теплообменник для нагревания 50000 кг/ч анилина с начальной температурой 20 0С до 100 0С. Греющий агент – насы- щенный водяной пар с давлением 3 ата (294,3 кПа).
Расчет.
По таблицам [ 2, с. 549 – 550, табл. LУII] находим параметры насыщенного водяного пара, соответствующие заданному давлению: температура tгп=132,9 0 С, плотность ρ гп=1,618 кг/м3 ; теплосодержание Iгп=
2730 кДж/r; удельная теплота парообразования – rгп=2171 кДж/кг.
Температура конденсирующего пара по всей поверхности нагрева и во времени остается постоянной. Тепловая схема такого процесса представлена ниже.
|
t |
|
ì |
|
tгп |
||
|
|
||||||
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
ýü tм |
||
|
|
|
ï |
|
þ |
||
|
|
|
tбí |
|
tк2 |
||
|
|
|
ï |
|
|
|
|
|
|
|
tн2î |
|
|
F |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рис. 3.1. Схема изменения температуры теплоносителей вдоль |
||||||
|
поверхности теплообмена |
||||||
Здесь |
tБ =112,9 0 С – большая и tМ =32,9 0 С – меньшая разности |
||||||
температур на входе и выходе из теплообменника.
Средняя разность температур рассчитывается по среднелогарифмической формуле
tср = ( tБ - tМ)/ln( tБ / tМ) |
(3.1) |
tср =(112,9 – 32,9)/ln(112,9/32,9) =64,9 0С |
|
Средняя температура анилина
tср.а=tгп - tср (3.2) tср.а=132,9–64,9=68 0С
В соответствии с рекомендациями по выбору конструкции теплообменников, представленными выше, анилин направляем по трубам, а
пар - в межтрубное пространство, так как термическое сопротивление загрязнений, образующихся на стенках трубок со стороны анилина выше, чем со стороны пара и поэтому возникает необходимость в частой очистке. Причем коэффициент теплоотдачи внутри трубок всегда меньше, чем снаружи.
По табл. 2.1 (и табл. 1 приложения) выбираем теплообменник типа ТН с трубками с наружным диаметром dН =25 мм и толщиной стенки dст=2 мм, т.е. внутренний диаметр трубок dВ=21 мм.
Задаемся развитым турбулентным движением анилина внутри трубок, например, принимаем критерий Рейнольдса Reа=12000, с таким условием,
чтобы скорость анилина была в допустимых пределах для кожухотрубчатых теплообменников ( W = 0,5 ÷ 2,0 м/c).
Тогда скорость анилина Wa и необходимая площадь проходного сечения одного хода по трубам Fпр можно определить при решении уравнения массового расхода (3.3) и выражения для критерия Рейнольдса (3.4).
Ga = FпрWara , |
(3.3) |
Reа=(Wadвra)/mа= Gadв/(Fпрmа), |
(3.4) |
Fпр=n×0,785dв2, |
(3.5) |
где Ga = 13,9 кг/с – массовый расход анилина; mа=1,5×10-3 Па с –динамический коэффициент вязкости [2,с.556, рис.У] и плотность ra=963 кг/м3 [2,с.512, табл. 1У] анилина при tср.а= 68 0С; n – число труб в одном ходу.
13,9 = FпрWa963
12000 =13,9×0,021/(Fпр×0,0015),
откуда Fпр=0, 0162 м2; Wа=0,872 м/с.
Наиболее близким значением площади проходного сечения одного хода является двухходовой теплообменник с Fпр= 0,017 м2 (см. табл.1 приложения). Тогда число труб в одном ходу n по формуле (3.5) и общее в двух ходах n0 составят, соответственно:
n = 0,017/(0,785×0,021)=49
n0 = 2×49=98.
Уточним по формуле (3.4) режим движения анилина в трубах
Reа= GadВ/(Fпрmа)=13,9×0,021/(0,017·0,0015) =11447
Данному значению критерия Рейнольдса соответствует критериальное уравнение (при Re>10000):
Nu=0,021Re0,8Pr0,43(Pr/ Prст)0,25ξl , |
(3.6) |
где Nu=aаdв/lа; Pr=саmа/lа – критерии Нуссельта и Прандтля для движущейся среды; Prст–критерий Прандтля при температуре стенки труб со стороны движущейся жидкости; αа, са и λа –коэффициенты теплоотдачи, теплоемкости и теплопроводности для движущейся жидкости при средней температуре; ξl– поправочный коэффициент, зависящий от Re и отношения длины L к диаметру труб dВ [2, c. 153, табл. 43]. Так как при всех возможных вариантах при длине труб от 2000 до 6000 мм отношение к dв>50, то значением ξl можно пренебречь.