Проект системы охлаждения NaCl водой

 

Содержание

 

Введение…………………………………………………………………4

1. Описание технологической схемы……………………………….....6
2. Материальный и тепловой расчет…………………………………..7
3. Гидравлический расчет…………………………………………….12
4. Поверочный расчет теплообменника……………………………....14

5. Конструктивный расчет……………………………………………..15

Заключение……………………………………………………………...17

 Список литературы……………………………………………………18

 

Введение

Теплообменные аппараты (теплообменники) применяются  для осуществления теплообмена между двумя теплоносителями с целью нагрева или охлаждения одного из них. В зависимости от этого теплообменные аппараты называют подогревателями или холодильниками.

По способу передачи тепла  различают следующие типы теплообменных аппаратов:

- поверхностные, в которых оба теплоносителя разделены стенкой, 
причем тепло передается через поверхность стенки;

- регенеративные, в которых процесс передачи тепла от горячего 
теплоносителя к холодному разделяется по времени на два периода и происходит при попеременном нагревании и охлаждении насадки теплообменника;

- смесительные, в которых теплообмен происходит при непосредственном соприкосновении теплоносителей.

Поэтому в химической промышленности наибольшее распространение  получили поверхностные теплообменники, которые, в свою очередь, разделяются на трубчатые, пластинчатые, спиральные, с поверхностью, образованной стенками аппарата, с оребренной поверхностью теплообмена.

К конструкции  теплообменных аппаратов предъявляется  ряд требований: они должны отличаться простотой, удобством монтажа и ремонта. В ряде случаев конструкция теплообменника должна обеспечивать возможно меньшее загрязнение поверхности теплообмена и быть легко доступной для осмотра и очистки.

Этим требованиям  во многом отвечают спиральные теплообменники, поверхность теплообмена в котором  образуется двумя металлическими листами свернутыми в спирали, образующие два спиральных прямоугольных канала, по которым двигаются теплоносители. Внутренне концы спиралей соединены разделительной перегородкой - керном. Для придания спиралям жесткости и фиксирования расстояния между ними служат металлические прокладки. Система каналов закрыта с торцов крышками.

Преимущества  спиральных теплообменников:

• компактность;
• возможность пропускания обоих теплоносителей с высокими скоростями, что обеспечивает большой коэффициент теплопередачи;
• малое гидравлическое сопротивление по сравнению с другими типа 
  ми поверхностных теплообменников.

Недостатками  спиральных теплообменников являются:

        -  сложность изготовления и  ремонта;

    - пригодность  для работы под избыточным давлением не более 0,6 МПа.

Спиральные  теплообменники могут использоваться как для теплообмена между двумя жидкими теплоносителями, так и для теплообмена между конденсирующимся паром и жидкостью.

 

 

В качестве греющего агента в теплообменниках часто используется насыщенный водяной пар, имеющий целый ряд достоинств: высокий коэффициент теплоотдачи, большое количество тепла, выделяемое при конденсации пара, равномерность обогрева, так как конденсация пара происходит при постоянной температуре, легкое регулирование обогрева.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.Материальный и тепловой расчет

Температурный режим аппарата.

Так как при  непрерывно изменяющихся температурах теплоносителей лучшие результаты (снижение расхода теплоносителей) дает противоточное движение, то принимаем противоточную схему движения теплоносителей: пар поступает в межтрубное пространство, а раствор двигается по внутренней трубе.

Средняя разность температур теплоносителей:

1. большая разность температур:

Δt_б = t_1н – t_2к = 95– 40 = 55 ºС;

2. для холодного теплоносителя:

Δt_м = t_1к – t_2н =   30 – 15 = 15 ºС

     Так  как отношение Δt_б/Δt_м = 55/15 = 3,7 > 2,   то средний температурный напор определяется как среднеарифметическая величина:

Δt_ср = (55-15)/ln(55/15)= 30,5 ºС

Средняя температура горячего теплоносителя:

t_1ср = (t_1н + t_1к)/2 = (30+95)/2 = 62,5 ºС

Средняя температура холодного теплоносителя:

t_2ср = (t_2н + t_2к )/2= (15+40)/2= 27,5 °С.

На основании  средних температур находим следующие физико-химические параметры [1]:

1. для натрия хлорида:

ρ₁=1086 кг/м³ ;

=0,5234 Вт/(м∙К);

=6,96∙10^-4  Па с;

с₁=3436 Дж/(кг К);

2. для воды:

ρ₂=995 кг/м³ ;

=0,6397 Вт/(м∙К);

=0,855∙10^-3  Па с;

с₂=4.19∙10³  Дж/(кг К);

Тепловая нагрузка аппарата:

Q = G₁c₁(t_1н – t_1к),

     где с₁=  1785 Дж/кг∙К – теплоемкость натрия хлорида,

           G₁-  массовый расход натрия хлорида.

G₁ = 28000/3600 = 7,8 кг/с,

Q = 7,8∙3436(95-30)=174205 Вт.

Массовый расход воды:

G₂= Q/(с₂(t_2к – t_2н)),

         где с₂ = 4,19∙10³ Дж/кг·К – теплоемкость воды.

G₂ = 174205/(4,19∙10³∙(40+15))=1,66 кг/с.

Размер  каналов:

   Задаемся скоростью движения натрия хлорида w₁ = 1 м/с, тогда площадь поперечного сечения канала составит:

S₁ = G₁/(r₁w₁) = 7,8/(1086×1) = 0,0072 м²,

где r₁ = 1086 кг/м³ – плотность натрия хлорида;

При ширине канала b₁ = 12 мм высота ленты должна составлять:

h = S₁/b₁ = 0,0072/0,012 = 0,54 м;

принимаем по ГОСТ 12067-80 h = 0,6 м;

ширину второго  канала принимаем b₂ = b₁ = 0,012 м;

толщина листа d = 3,5 мм.

   Коэффициент теплоотдачи от натрия хлорида к стенке:

Эквивалентный диаметр канала:

d = 2bh/(b+h) = 2×0,012×0,6/(0,012+0,6) = 0,024 м.

Скорость движения натрия хлорида:

w₁ = G₁/(bhr₁) = 7,8/(0,012×0,6×1086) = 1 м/с.

 

Критерий Рейнольдса:

Re₁ = w₁d r₁/m₁ = 1×0,024×1086/6,96×10^-4 = 37448,3

где m₁ = 6,96×10^-4 Па×с – вязкость натрия хлорида.

Критерий Нуссельта:

Nu₁ = 0,021×Re₁^0,8×Pr₁^0,43×(Pr₁/Pr_ст1)^0,25.

Критерий Прандтля:

Pr₁ = сμ/λ = 3436·6,96×10^-4 /0,5234 = 4,6.

где l₁ = 0,5234 Вт/(м×K) – теплопроводность натрия хлорида.

Принимаем в первом приближении  (Pr₁/Pr_ст1)^0,25 = 1, тогда

Nu₁ = 0,021×37448,3^0,8×4,6^,43 = 181,9.

a₁ = Nu₁l₁/d = 181,9×0,5234/0,024 = 3966,9 Вт/(м²×K)

 Коэффициент  теплоотдачи от стенки к воде.

Скорость движения воды:

w₂ = G₂ /(bhr₂) =  1,66/(0,012×0,6×995) = 0,23 м/с,

где r₂ = 995 кг/м³ – плотность воды.

Критерий Рейнольдса:

Re₂ = w₂d r₂/m₂ = 0,23×0,024×995/0,855×10^-3 = 6423,86

где m₁ = 0,855×10^-3 Па×с – вязкость воды.

Критерий Нуссельта:

Nu₂ = 0,021×Re₂^0,8×Pr₂^0,43×(Pr₂/Pr_ст2)^0,25.

Критерий Прандтля для воды определяем по монограмме «Значения критерия Прандтля для жидкостей»:

 Pr₂ = 4,58

Примем в  первом приближении  (Pr₁/Pr_ст1)^0,25 = 1, тогда

Nu₂ = 0,024×6423,86^0,8×4,58^,43 = 51,26.

a₂ = Nu₂l₂/d =  51,26×0,6397/0,024 = 1366,3 Вт/(м²×K).

где l₂ = 0,6397 Вт/(м×K) – теплопроводность воды.

 Тепловое сопротивление  стенки:

,

где l_cт =17,5 Вт/(м×К) – теплопроводность нержавеющей стали

     r₁=r₂=1/5800 м×К/Вт – тепловое сопротивление  загрязнений

= (0,0035/17,5) + (1/5800) + (1/5800) = 5,4×10^-4 м×К/Вт.

Коэффициент теплопередачи:

=

1/(0,00025+ 5,4×10^-4 + 0,00073) = 657 Вт/(м²×К).

 

Рассчитываем  температуру стенки:

t_ст1 = t_cр1 – KDt_ср/a₁ = 62,5 – 657,9×30,5/3966,9 = 43,19° С

t_ст2 = t_cр2 + KDt_ср/a₂ = 25 + 657,9×30,5/1366,3 = 31,28° С

Уточняем коэффициенты теплоотдачи при температуре стенки по монограмме «Значения критерия Прандтля для жидкостей»:

Pr_1ст = 5,8

a_1ут =  3966,9×(4,6/5,8)^0,25 = 3728,9 Вт/(м²×К).

Pr_2ст = 6,3

a_2ут = 1366,3×(4,58/6,3)^0,25 = 1270,7 Вт/(м²×К).

Уточненный  коэффициент теплопередачи:

K = 1/(1/3728,9 + 5,4×10^-4+1/1270,7) = 625 Вт/(м²×К)

 

Проверяем температуру стенки

t_ст1 = t_cр1 – KDt_ср/a₁ = 62,5 – 657,9×30,5/3728,9 = 43,1° С

t_ст2 = t_cр2 + KDt_ср/a₂ = 27,5+ 657,9×30,5/1270,7 = 32,12° С

Полученные  значения близки к ранее принятым.

 Поверхность теплообмена:

F = Q/( KDt_ср) =  174205/(657,9×30,5) = 9 м².

Так как теплообменник  с ближайшей большей поверхностью F = 10 м² изготовляется с шириной листа 0,4 м, то принимаем к установке теплообменник с поверхностью теплообмена 10 м²

 

 

3. Гидравлический расчет.

Целью гидравлического расчета  является определение величины потери давления теплоносителей при их движении через теплообменные аппараты. Потеря давления Dр при прохождении теплоносителей через трубы и в межтрубном пространстве теплообменника складывается из потерь на сопротивление трению и на местные сопротивления, а также зависит от конструкции аппарата:

 Гидравлическое  сопротивление аппарата для натрия хлорида:

.

Длина спирали:

l = F/(2h) = 10/(2×0,6) =8,3м

Расчет  штуцеров.

Принимаем скорость жидкости в штуцере w_шт = 1 м/с.

Штуцер для входа и выхода натрия хлорида:

= [7,8/(0,785×1×1086)]^0,5 = 0,096 м,

принимаем d₁ = 0,1 м.

 

Штуцер для  входа и выхода воды:

= [1,66/(0,785×1×995)]^0,5 = 0,046 м,

принимаем d₂ =  0,05 м.

Скорость натрия хлорида в штуцере:

w_1шт = G₁/(0,785d_шт²r₁) = 7,8/(0,785×0,065²×1086) = 2,2 м/с.

      Коэффициент трения:

l₁ = 856/Re^0,25 = 0,856/37448,3^0,25 = 0,062.

 

DР₁ = 0,062×8,3×2,2²×1086/(2×0,024) + 1,5×2,2²×1086 = 13519,7 Па.

Требуемый напор  насоса:

H₁ = DP₁ / (r₁g) + h

где h – геометрическая высота подъема жидкости и потери напора в подводящем трубопроводе. Принимаем h = 3 м.

H₁ = 13519,7/(1086×9,8) + 3 = 1,4 м.

Объемный секундный  расход раствора:

Q₁ = G₁ / r₁ = 7,8/1086 = 0,0072 м³/с.

По этим двум величинам выбираем центробежный насос Х8/30, для которого производительность Q = 0,0024 м³/с, напор Н = 17 м

Гидравлическое  сопротивление для воды.

Скорость раствора в штуцере:

w_2шт = 1,66/(0,785×0,065²×995) = 0,45 м/с.

Коэффициент трения

l₂ = 0,856/Re^0,25 = 0,856/6423,86^0,25 = 0,09

DP₂ = 0,062×16,7×0,45²×995/(2×0,024) + 1,5×0,45²×995=  4648,5 Па

Требуемый напор  насоса:

Н₂ =  4648,5/(995×9,8) + 3= 3,5 м.

Объемный секундный  расход воды:

Q₂ = G₂ / r₂ = 1,66/995 = 0,0017 м³/с.

По этим двум величинам выбираем центробежный насос Х8/30, для которого производительность Q = 0,0024 м³/с, напор Н = 17 м

 

 

4. Поверочный расчет  теплообменника.

   Поверочный расчет теплообменника с известной поверхностью теплопередачи заключается в определении конечных температур теплоносителей при их начальных значениях. Необходимость в таком расчете возникает в результате проектного расчета, когда был выбран нормализованный аппарат со значительным запасом поверхности. Поверочные расчеты также могут понадобиться с целью выявления возможностей имеющегося аппарата при переходе к непроектным режимам работы.

   В принятом  варианте оптимально подобранный  теплообменник имеет нормализованное  значение поверхности F=10 м². Определим конечные температуры теплоносителей при неизменном коэффициенте теплопередачи

К=625 Вт/(м² К).

Определим число единиц переноса:

N₂=KF/G₂c₂=625∙10/1,66∙4,19∙10³=0,8