Теплообменник для нагрева смеси бензол-толуол

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Магнитогорский государственный технический университет

им. Г.И. Носова

Кафедра физической химии и химической технологии

Пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине

Процессы и аппараты химической технологии

Исполнитель: Карымов К.А.,

студент 3 курса, группа МХТб-11

Руководитель: Горохов А.В.,

старший преподаватель

Магнитогорск, 2013

Содержание

химический теплообменник гидравлический насос

Введение

. Расчёт теплообменного аппарата

.1 Теоретическое обоснование

.1.1 Общие понятия о теплообменных аппаратах

.1.2 Конструкция теплообменника

.1.3 Виды теплообменников

.1.4 Сведения о теплоносителе

.2 Расчёт теплообменника

.2.1 Определение средней температуры и температуры на концах теплообменника

.2.2 Определение количества теплоты и тепловой нагрузки для нагрева бинарной смеси

.2.3 Определение расхода водяного пара и объёмного расхода бинарной смеси

.2.4 Определение ориентировочной площади

.2.5 Расчёт скорости и сечения в трубном пространстве

.2.6 Выбор теплообменного аппарата

.2.7 Определение скорости и критерия Рейнольдса трубного пространства

.2.8 Определение объёмного расхода водяного пара

.2.9 Определение скорости и критерия Рейнольдса в межтрубном пространстве

.2.10 Расчёт критериев Грасгофа и Прандтля для бинарной смеси

.2.11 Определение критерия Нуссельта и коэффициента теплоотдачи бинарной смеси

.2.12 Определение критерия Нуссельта, Прандтля и коэффициента теплоотдачи водяного пара

.2.13 Определение коэффициента теплопередачи

.2.14 Определение плотности теплового потока и температуры стенки

.2.15 Перерасчёт ранее полученных данных: температуры стенки, критерия Нуссельта и коэффициента теплоотдачи

.2.16 Определение запаса поверхности теплообменника

. Гидравлический расчёт

.1 Теоретическое обоснование

.2 Расчётная часть

.2.1 Проектирование трубопровода

.2.2 Определение характеристик смеси

.2.3 Перевод массового расхода жидкости к объёмному

.2.4 Определение ориентировочного диаметра трубопровода

.2.5 Выбор стандартного диаметра трубопровода

.2.6 Уточнение скорости движения жидкости

.2.7 Определение режима движения жидкости

.2.8 Определение коэффициента гидравлического сопротивления

.2.9 Нахождение коэффициентов местных сопротивлений

.2.10 Определение полной потери напора в трубопроводе

.2.11 Построение характеристики трубопроводной сети

.2.12 Выбор насоса

.2.13 Вывод

Заключение

Список использованных источников

Введение

В химической промышленности широко распространены тепловые процессы - нагревание и охлаждение жидкостей, газов и конденсация паров перед их подачей в реакторы того или иного типа и ректификационные колонны. Тепловые процессы осуществляются в теплообменных аппаратах, иначе называемые теплообменники.

Данный курсовой проект подразумевает рассчитать нагрев бинарной смеси бензол - толуол за счёт тепла конденсации водяного пара до температуры кипения низкокипящего компонента, а также при заданных и рассчитанных параметрах подобрать кожухотрубчатый теплообменник, соответствующий заданным условиям.

Курсовая работа структурирована по разделам: в первой части показан расчёт и подбор теплообменного аппарата, во второй части осуществляется гидравлический расчёт, а также подбор оптимального при данных условиях центробежного насоса.

1. Расчёт теплообменного аппарата

.1 Теоретическое обоснование

.1.1 Общие понятия о теплообменных аппаратах

Теплообменниками называют аппараты, предназначенные для передачи тепла от одних веществ к другим. В зависимости от этого теплообменные аппараты называют подогревателями, холодильниками, испарителями или конденсаторами

В зависимости от способа передачи тепла различают основные группы теплообменников:

. Поверхностные теплообменники, в которых перенос тепла между обменивающимися теплом средами происходит через разделяющую их поверхность теплообмена - глухую стенку.

. Теплообменники смешения, в которых тепло передаётся от одной среды к другой при их непосредственном соприкосновении.

. Регенеративные теплообменники, в которых нагрев жидких сред происходит за счёт их соприкосновения с ранее нагретыми твёрдыми телами - насадкой, заполняющей аппарат, периодически нагреваемой другим теплоносителем [1].

В химической промышленности поверхностные теплообменники наиболее распространены, и их конструкции весьма разнообразны, основную группу которых представляют трубчатые теплообменники, такие как: кожухотрубчатые, оросительные, погруженные и теплообменники типа "труба в трубе".

Кожухотрубчатые теплообменники относятся к числу наиболее часто применяемых поверхностных теплообменников в химической промышленности. Это обусловлено, прежде всего, надежностью конструкции, большим набором вариантов исполнения для различных условий эксплуатации, в частности:

·однофазные потоки, кипение и конденсация по горячей и холодной сторонам теплообменника с вертикальным или горизонтальным исполнением;

·диапазон давления от вакуума до высоких значений;

·в широких пределах изменяющиеся перепады давления по обеим сторонам вследствие большого разнообразия вариантов;

·удовлетворение требований по термическим напряжениям без существенного повышения стоимости аппарата;

·размеры от малых до предельно больших (5000 м2);

·возможность применения различных материалов в соответствии с требованиями к стоимости, коррозии, температурному режиму и давлению;

·использование развитых поверхностей теплообмена как внутри труб, так и снаружи, различных интенсификаторов, оребрения и т.д.

·возможность извлечения пучка труб для очистки и ремонта.

.1.2 Конструкция теплообменника

Схема одноходового и многоходового теплообменника представлена на Рисунке 1.1:

Рисунок 1.1 - Кожухотрубчатые одноходовой (а) и многоходовой (б) теплообменники.

Одноходовой кожухотрубчатый теплообменник (рисунок 1.1 а) состоит из корпуса, или кожуха 1, и приваренных к нему трубных решёток 2. В трубных решётках закреплён пучок труб, который закреплен в специальных трубных решетках путем развальцовки, сварки, пайки, а иногда на сальниках 3. К трубным решёткам крепятся (на прокладках и болтах) крышки 4.

В кожухотрубчатом теплообменнике одна из обменивающихся теплом сред I движется внутри труб (в трубном пространстве), а другая II - в межтрубном пространстве. Среды обычно направляют противоположно друг другу. При этом нагреваемую среду направляют снизу вверх, а среду, отдающую тепло, - в противоположном направлении. Такое направление движения каждой среды совпадает с направлением, в котором стремиться двигаться данная среда под влиянием изменения её плотности при нагревании или охлаждении

В многоходовом теплообменнике (Рисунок 1.1 б) корпус 1, трубные решётки 2, укреплённые в них трубы 3 и крышки 4 идентичны изображенным на Рисунке 1 а. С помощью поперечных перегородок 5, установленных в крышках теплообменника, трубы разделены на секции, или ходы, по которым последовательно движется жидкость, протекающая в трубном пространстве теплообменника. Обычно разбивку на ходы производят так, чтобы во всех секциях находилось примерно одинаковое число труб. Для увеличения скорости и удлинения пути движения среды служат сегментные перегородки 6. В горизонтальных теплообменниках эти перегородки являются одновременно промежуточными опорами для пучка труб [1].

1.1.3 Виды теплообменников

Помимо вышеперечисленных одноходовых и многоходовых теплообменников, наиболее распространённые типы теплообменников представлены на следующей схеме:

Рисунок 1.2 - Типы теплообменников.

Кожухотрубчатые теплообменники могут быть: жёсткой (Рисунок 1.2 а; к); нежесткой (Рисунок 1.2 г; д; е; з; и) и полужесткой (Рисунок 1.2 б; в; ж) конструкции, а также - прямоточные, противоточные, поперечноточные, горизонтальные, наклонные и вертикальные.

На рисунке 2 (а) изображен одноходовой теплообменник с прямыми трубками жесткой конструкции. Кожух и трубки связаны трубными решетками и поэтому нет возможности компенсации тепловых удлинений. Такие аппараты просты по устройству, но могут применяться только при сравнительно небольших разностях температур между корпусом и пучком труб (до 50оС). Они имеют низкие коэффициенты теплопередачи вследствие незначительной скорости теплоносителя в межтрубном пространстве.

Если средняя разность температур труб и кожуха в теплообменниках жёсткой конструкции, т. е. с неподвижными, приваренными к корпусу трубными решётками, становится значительной (приблизительно равной или большей 50), то трубы и кожух удлиняются неодинаково. Это вызывает значительные напряжения в трубных решётках, что может нарушить плотность соединения труб с решётками, привести к разрушению сварных швов, недопустимому смешению обменивающихся теплом сред. Поэтому при разностях температур труб и кожуха, больших 50, или при значительной длине труб применяют кожухотрубчатые теплообменники нежёсткой конструкции, допускающей некоторое перемещение труб относительно кожуха аппарата.

На рисунке 2 (б) изображен теплообменник с поперечными перегородками в межтрубном пространстве и полужесткой мембранной компенсацией тепловых удлинений вследствие некоторой свободы перемещения верхней трубной доски.

Для уменьшения температурных деформаций, обусловленных большой разностью температур труб и кожуха, используют кожухотрубчатые теплообменники с линзовым компенсатором (рисунок 1.2(в)), у которых на корпусе имеется линзовый компенсатор, подвергающийся упругой деформации. Также для компенсации разности тепловых удлинений между кожухом и трубами сальниковые (рисунок 1.2(з), (и)) или сильфонные (рисунок 1.2 (ж)) компенсаторы [1].

При необходимости обеспечения больших перемещений труб и кожуха используют теплообменник с плавающей головкой (рисунок 1.2 (е)), где нижняя трубная решётка является подвижной, что позволяет всему пучку труб свободно перемещаться независимо от корпуса аппарата. Этим предотвращается опасная температурная деформация труб и нарушение плотности их соединения с трубными решётками [1].

Для устранения напряжений в металле, обусловленных тепловыми удлинениями, изготавливают также однокамерные теплообменники с гнутыми U- и W-образными трубами (рисунок 1.2 (г,д)). Они целесообразны при высоких давлениях теплоносителей, так как изготовление водяных камер и крепление труб в трубных досках в аппаратах высокого давления - операции сложные и дорогие. Однако аппараты с гнутыми трубами не могут получить широкого распространения из-за трудности изготовления труб с разными радиусами гиба, сложности замены труб и неудобства чистки гнутых труб.

Недостатками кожухотрубчатых теплообменников являются: трудность пропускания теплоносителей с большими скоростями; трудность очистки межтрубного пространства и трудность изготовления из материалов, не допускающих развальцовки и сварки.

.1.4 Сведения о теплоносителе

Вещества, участвующие в процессе передачи тепла, называются теплоносителями. Теплоносители, имеющие более высокую температуру, чем нагреваемая среда, и отдающие тепло, принято называть нагревающими агентами, а теплоносители с более низкой температурой, чем среда, от которой, они воспринимают тепло, - охлаждающими агентами.

К числу распространённых промежуточных теплоносителей относятся дымовые газы, водяной пар, горячая вода, а также так называемые высокотемпературные теплоносители- перегретая вода, минеральные масла, органические жидкости ( и их пары), расплавленные соли, жидкие металлы и их сплавы.

Одним из наиболее широко применяемых греющих агентов является насыщенный водяной пар. Это объясняется существенными достоинствами его как теплоносителя. Вследствие не высоких коэффициентов теплоотдачи от конденсирующегося пара, сопротивление переносу тепла со стороны пара мало. Это позволяет проводить процесс нагревания при малой поверхности теплообмена.

При использовании тепла парового конденсатора К.П.Д нагревательных паровых устройств довольно высок. Пар удовлетворяет также другим требованиям, предъявляемым к теплоносителям (доступность, пожаробезопасноть и др.).

Важным достоинством насыщенного пара является постоянство температуры его конденсации (при данном давлении), что даёт возможность точно поддерживать температуру нагрева, а также в случае необходимости регулировать её, изменяя давление греющего пара.

Основной недостаток водяного пара - значительное возрастание давления с повышением температуры. Вследствие этого температуры, до которых можно производить нагревание насыщенным водяным паром, обычно не превышают 180-190 , что соответствует давлению пара 10-12 атм.

1.2 Расчёт теплообменника

Расчёт теплообменного аппарата включает определение необходимой поверхности теплопередачи, выбор типа аппарата и нормализованного варианта конструкции, удовлетворяющего заданным технологическим условиям оптимальным образом [2].

Обозначим горячий теплоноситель - водяной пар индексом "1", холодный теплоноситель - индексом "2".

.2.1 Определение средней температуры и температуры на концах теплообменника

Изменение температур теплоносителей зафиксируем в виде таблицы:

Таблица 1.1 - Начальные и конечные температуры теплоносителей

ТеплоносительtнtкБинарная смесь2056Водяной пар167167

где tн - начальная температурак - конечная температура

На основе данных таблицы 1 составим схему:

Рисунок 1.3 - Изменение температуры теплоносителей

Агрегатное состояние не меняется, следовательно, можно определить среднюю температуру:

t= єC

Определим температуру на концах теплообменника:

= 167- 20 = 147 єC

= 167- 56= 111єC

Средняя разность температур определяется по формуле:

=

из которой есть исключение: при ?tб /?tм < 2 среднюю разность температур можно находить по формуле:

?tср = (?tб + ?tм)/2.

Воспользуемся этим исключением, т.к. ?tб /?tм = 147/111= 1,32.

Средняя разность температур ?tср = (?tб + ?tм)/2 = (147 + 111)/2 = 129 0С.

1.2.2 Определение количества теплоты и тепловой нагрузки для нагрева бинарной смеси

Определим количество теплоты, необходимой для нагрева бинарной смеси.

Переведем расход из т/ч в кг/с:

G=18000кг/ч = 18000/3600 = 5 кг/с

Как уже было оговорено, агрегатное состояние не меняется, следовательно, рассчитаем тепловую нагрузку Q по следующей формуле:

= G2*C2 *()*1,05,

где С - теплоёмкость бинарной смеси, кДж/кг*К. [3], рис. XI, c.562;

,05 - коэффициент, учитывающий 5% потери тепла в процессе.

С = 0,45*2240+0,55*2554,1 = 2415,755 Дж/(кг*K).

Тепловая нагрузка составит:

= 5*2412,755*(56-20)*1,05 = 456010,7 Вт

1.2.3 Определение расхода водяного пара и объёмного расхода бинарной смеси

Определим расход водяного пара:

где - энтальпия водяного пара, кДж/кг;

- энтальпия конденсата, кДж/кг.

= 2765800 Дж/кг

=709300 Дж/кг

Тогда расход водяного пара:

1 =456010,7/(2765800-709300) = 0,22174 кг/с

Найдем объемный расход смеси:

где ?2 - плотность бинарной смеси при t2 = 38 0С, кг/м3. [1], таблица IV, с.512.

?2(смесь)= 0,45*770,3+0,55*775,8= 773,325 кг/м3

Объёмный расход составит:

2 = G2/?2 = 5/773,325 = 0,0064656 м3/с.

1.2.4 Определение ориентировочной площади

Примем, что водяной пар движутся в межтрубном пространстве, а бинарная смесь по трубам. Такое движение теплоносителей предпочтительно по двум причинам:

. Водяной пар, конденсируясь в межтрубном пространстве, создает меньшее сопротивление нежели в трубном.

. При омывании горячим теплоносителем трубного пучка, по которому движется холодный теплоноситель, коэффициент теплопередачи выше.

Наметим возможные варианты теплообменных аппаратов. Для этого необходимо определить ориентировочную площадь Fор теплообменника, которую определяют из основного уравнения теплопередачи, а также рассчитаем площадь сечения трубного пространства S2.

Основное уравнение теплопередачи:

где Кор - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, Вт/м2*К. [3], таблица 4.8, с.172.

Для вынужденного движения при передаче тепла от пара к жидкости примем, что:

Кор=230 Вт/(К*м2)

Тогда:

F= =456010,7 /(230*129) = 15,74 м2.

1.2.5 Расчёт скорости и сечения в трубном пространстве

Попробуем подобрать теплообменник, чтобы в трубном пространстве было турбулентное течение. Re.

В таком случае скорость в трубном пространстве должна быть:

где ?2 - динамический коэффициент вязкости бинарной смеси , Па*с [1], таблица IX, с.516

?2(ацетон)= 2,68 *10-4 Па*с

?2(метанол)= 4,5*10-4 Па*с

?2(смеси)= 0,45*2,68*10-4+ 0,55*4,5*10-4 = 3,68*10-4 Па*с

Для бинарной смеси динамический коэффициент вязкости составит:

?2=0,000368 Па*с;

- внутренний диаметр труб теплообменника, м.

Трубы в теплообменнике стандартные:

.

Рассчитаем скорость в трубном пространстве:

W2 = Re2*?2/(d2 *?2 ) = 104*0,000368 /(2,1*10-2*773,325) = 0,2266 м/с.

Тогда поперечное сечение трубного пространства составляет:

2 = V2/W2 = 0,0065 /0,23 = 0.028 м2.

1.2.6 Выбор теплообменного аппарата

На основании выше полученных данных и таблицы 4.12 [3], с.215 примем к расчету теплообменник с параметрами:

диаметр кожуха: D=325 мм;

диаметр трубы:

число труб: n = 62;

- ориентировочная площадь теплообменника: ;

длина трубы: ;

поперечное сечение трубного пространства:

1=2,1*10-2 м2;2=2,9*10-2 м2.

Теплообменник может применяться в промышленности, так как оптимальные значения длины, площади труб, коэффициента теплопередачи и запас поверхности, низкая загрязняемость поверхности теплообмена вследствие высокой турбулентности потока жидкости.

1.2.7 Определение скорости и критерия Рейнольдса трубного пространства

Определим скорость в трубах:

2 = V2/(0.785*d22*n) = 0,0064656/(0,785*(2,1*10-2)2*62) = 0,3 м/c.

Определим критерий Рейнольдса для трубного пространства, который характеризует соотношение между силами инерции и силами трения:

2 = W2 *d2 * ?2/ ?2 = 0,3*2,1*10-2*773,325/3,68*10-4 = 13239

1.2.8 Определение объёмного расхода водяного пара

Найдем объемный расход водяного пара:

- плотность водяного пара при t1=1670C и Р=0,75 МПа, кг/м3. [3], таблица IV, с.512.

где - удельный объём водяного пара, м3/кг [4], таблица II-1, с.26

?1= 0,25548 м3/кг

?1= 1/0,25548=3,9 кг/м3

G1= 0,22 кг/с

Исходя из полученных данных, объёмный расход водяного пара составит:

1=0.22/3.9 = 0.0564 м3/с

1.2.9 Определение скорости и критерия Рейнольдса в межтрубном пространстве

Определим скорость в межтрубном пространстве:

1 = V1/ S1 = 0,0564/2,9*10-2 = 1,945 м/с

Определим критерий Рейнольдса для межтрубного пространства:

1 = W1*d1*?1/?1

где - динамическая вязкость для водяного пара при t1= 167 ?C и P =0,75МПа, Па*с [4], таблица II-V, с.179

Точное табличное значения отсутствует для данного давления, поэтому произведём расчёт, исходя из ближайших табличных значений:

?1=14,65*10-6

Re1=1,945*0,025*3,9/14,56*10-6=12943,4

.2.10 Расчёт критериев Грасгофа и Прандтля для бинарной смеси

Составим тепловую схему процесса:

Рисунок 1.1.5 - Тепловая схема процесса

В трубном пространстве турбулентное движение Re2 =13239. Для вычисления критерия Нуссельта, согласно данным [3] таблицы 4.1 , с.151 нужно воспользоваться одной из формул 4.23 - 4.28 из [3] таблица 4.4 , с.155. Для вычисления по этим формулам необходимо знать произведение критериев Грасгофа и Прандтля.

Вычислим критерий Грасгофа:

2 = g*d23*?2*?t2*?22/?22 ,

где - ускорение свободного падения, м/с2;

- коэффициент объёмного расширения бинарной смеси при t=50?С, таблицы XXXIII [3], с.531-532;

?2 = 1,403*10-3

- разница температур между стенкой и фазой, 0С.

Разница температур между стенкой и фазой высчитывается как:

?t2= tcт-t 2= 50-38 = 12?C

Рассчитаем критерий Грасгофа:

Gr2 = g*d23*?2*?t2*?22/?22 = 9,81*(2,1*10-2)3*1,403*10-3*12*773.3252/(3.68*10-4)2 = 7757754,8.

Вычислим критерий Прандтля:

2 = С2* ?2/?2,

где - коэффициент теплопроводности бинарной смеси, , рисунок Х, [3], с.561.

= 0.45*0.1666+0.55*0.211=0.191 Вт/(м*К)

Pr2 = С2* ?2/?2 = 2415,755*3,68*10-4/0,191= 4,65.

Тогда произведение критериев Грасгофа и Прандтля будет равняться:

*Pr = 36073559,8.

.2.11 Определение критерия Нуссельта и коэффициента теплоотдачи бинарной смеси

Так как полученное значение больше 8*10 таблица 4.4 [1], с.155, принимаем для расчета критерия Нуссельта следующую формулу 4.27 для горизонтально расположенного теплообменника:

Nu2 = 0,022*Re0,8*Pr0,4*( ?2/ ?cт2)n,

где ?cт2 - вязкость смеси при tст2 = 75 0С, Па*с, [1], таблица IX, с.516)

?ст2 = 0,3345*10-3 Па*с.

- показатель степени: для нагревания n = 0,14;для охлаждения n = 0,25.

Nu2 = 0,022*Re2 0,8*Pr2 0,4*( ?2/ ?cт2)0.14 =

=0,022*132390,8*4,650,4*(3,68*10-4/3,285*10-4)0,14 =22,6.

Тогда коэффициент теплоотдачи от стенки к метанолу:

?2 = Nu2* ?2/d2 =22,6*0,191/2,1*10-2 = 205,55 Вт/м2*К.

1.2.12 Определение критерия Нуссельта, Прандтля и коэффициента теплоотдачи водяного пара

В межтрубном пространстве водяной пар движется турбулентно . Для вычисления критерия Нуссельта, согласно данным таблицы 4.1 [3], с.151 нужно воспользоваться для обтекания гладких труб одной из формул 4.29 - 4.35 [3], с.156.

Примем, что пучки труб расположены в коридорном порядке, тогда расчёт можно вести по формуле 4.31[3]:

Nu1 = 0,4*??*Re1 0,6*Pr1 0,36*( Pr1/ Prcт1)0,25,

где ?? - коэффициент, учитывающий влияние угла атаки пучка труб водяными парами.

?? определяется по таблице 4.5 [1], с.157. Примем угол атаки ? = 70?, тогда ?? = 0,98.

Как известно, при движении газов пристенный слой практически не влияет на теплообмен, и Прандтль зависит только от атомности газа, поэтому Pr1/ Prcт1 = 1,

Коэффициент Прандтля для водяного пара рассчитывается по формуле:

1 = С1* ?1/ ?1 ,

где - коэффициент теплопроводности водяного пара газов при t1=167?C и Р = 0,755 МПа, Вт/м*К [4], таблица II-VI, с.193; - динамическая вязкость водяного пара при t1=167?C и Р = 0,755 МПа, Вт/м*К [4], таблица II-V, с.179; - истинная изобарная теплоёмкость водяного пара при t1=167?C и Р = 0,755 МПа, Вт/м*К [4], таблица II-IV, с.171.

Точное табличное значения отсутствует для данного давления, поэтому произведём расчёт, исходя из ближайших табличных значений:

Справочные данные запишем в виде таблицы:

Таблица 1.2 - Справочные данные для нахождения коэффициента Прандтля для водяного пара

, ,

В таком случае критерий Прандтля составит:

1 = С1* ?1/ ?1 = 2450*1,474*10-5/0,0343= 1,05

Тогда критерий Нуссельта для дымовых газов:

Nu1 = 0,4* ?? *Re1 0,6*Pr1 0,36 = 0,4*0,98*12943,40,6*1,050,36 = 117 .

Тогда коэффициент теплоотдачи от водяного пара к стенке:

?1 = Nu1* ?1/d1 = 117*0,0343/2,5*10-2 = 160,5 Вт/м2*К.

1.2.13 Определение коэффициента теплопередачи

Коэффициент теплопередачи можно рассчитать с помощью уравнения аддитивности термических сопротивлений на пути теплового потока:

где ? rст - суммарное сопротивление стенки вместе с отложениями, м2*К/Вт.

Суммарное сопротивение находится по формуле:

где rз1 - сопротивление загрязнений со стороны водяного пара, Вт/м2*К, таблица XXXI [4], с.531;з2 - сопротивление загрязнений со стороны бинарной смеси, Вт/м2*К, таблица XXXI [3], с.531;

? - толщина стенки трубы, м;

?ст - коэффициент теплопроводности материала стенки, Вт/м*К, таблица XXVIII [3], с.529.

Запишем вышеуказанные данные в виде таблицы:

Таблица 1.2 - Справочные данные для вычисления коэффициента теплопередачи.

НаименованиеЧислоРазмерность580058000,00246,5

Тогда:

Подставив вышеполученные данные , коэффициент теплопередачи равен:

.2.14 Определение плотности теплового потока и температуры стенки

Плотность теплового потока через стенку составит:

q = К* ?tср = 87,1*129 = 11235 Вт/м2.

Определим температуру стенки 2:

?t1 = q/ ?1 = 11235/160,5=70 0С.

?tст = q*? rст = 11235*3,87*10-4 =4,340С.

?t2 = q/ ?2 = 11235/205,55 = 54,660С.

Проверим

?tср = ?t1 + ?tст + ?t2 = 70+4,34+54,66=129 0С.

Тогда температура стенки 2:

cт2 = ?t2 + t2 = 38+54,66=92,66 0С.

То есть температура стенки выше температуры кипения смеси, значит возле стенки пар. Поэтому можно не учитывать сопротивление пристенного слоя жидкости (( ?2/ ?cт2) = 1).

.2.15 Перерасчёт ранее полученных данных: температуры стенки, критерия Нуссельта и коэффициента теплоотдачи

Внесём поправку, примем новую температуру стенки Пересчитаем Nu2 и ?2.

2 = 0,022*Re2 0,8*Pr2 0,4 = 0,022*132390,8*4,650,4 =80,7.

Тогда коэффициент теплоотдачи от стенки к бинарной смеси:

?2 = Nu2* ?2/d2 = 80,7*0,191/2,1*10-2 = 734 Вт/м2*К.

Коэффициент теплопередачи будет равен:

Тогда плотность теплового потока через стенку:

q= K * ?tcp =124,7 * 129 = 16090,8 Вт/м2

Площадь поверхности теплопередачи:

F = Q/q = 456010,7/16090,8 =28,34 м2.

Площадь одного теплообменника с диаметром кожуха 325 мм и длиной труб l = 4 м:

F1 = ?*dср*n*lтр = 3,14*0,023*62*4 = 17,91 м2.

1.2.16 Определение запаса поверхности теплообменника

Запас поверхности теплообменников составит:

(2*F1 - F)/F = (17,91*2 - 28,34)/28,34 = 0,264 или 26,4%.

Запас для нормальной работы системы достаточный, т.к. нормальный запас должен находиться в пределах 25-50%. Принимаем к установке 2 теплообменника с диаметром кожуха D=400мм, числом труб n=62, длинной труб lтр=4 м, площадью теплопередачи F= 52 м и с запасом поверхности 0,25, причём третий - резервный теплообменник, из следующих соображений: свободный запас поверхности составляет 25%; малая металлоемкость конструкции; обслуживание более экономичное. Также произведём расчёт диаметров штуцеров для построения принятого кожутрубчатого теплообменника: Диаметр штуцеров для пара рассчитывается:

где V1 - объёмный расход пара, м3/с, W1 - скорость пара в межтрубном пространстве, м/с

2. Гидравлический расчёт

.1 Теоретическое обоснование

Внутренняя задача гидродинамики, к которой относится движение жидкости внутри трубопроводов, описывается системой уравнений Навье-Стокса [1], c.55. Но решение системы дифференциальных уравнений в частных производных представляет собой сложную математическую задачу. Для упрощения этой задачи используют теорию подобия, методы которой позволяют заменить систему уравнений Навье-Стокса обобщенным критериальным уравнением гидродинамики:

где Eu - критерий Эйлера;е - критерий Рейнольдса;- критерий Фруда;

Но - Критерий гомохромности;

Г - геометрический симплекс.

Критерий Эйлера определяется уравнением:

где ?Р - перепад давлений, Па;

? - плотность перемешиваемой жидкости, кг/м3;- скорость движения жидкости, м/с.

Критерий Рейнольдса определяется уравнением:

где I - характерный размер, м (для внутренней задачи гидродинамики в качестве характерного размера берут внутренний диаметр трубопровода, т.е. I = dэ);

? - вязкость жидкости, Па*с.

Критерий Фруда определяется уравнением:

Критерий гомохромности определяется уравнением:

где ? - время, с.

Геометрический симплекс определяется уравнением:

Обычно решение обобщенного критериального уравнения представляется в виде степенной функции:

где A, m, n, p, q - эмпирические коэффициенты.

В этом случае решение сводится к нахождению в литературе значений A, m, n, p, q.

Вначале обобщенное уравнение подвергают анализу с точки зрения условия задачи. Если в задаче не оговорена особо нестационарность потока или это не вытекает из условий, то можно считать поток стационарным, т.е. величина степени р = 0 и критерием гомохромности можно пренебречь (Hop = 1). В условиях вынужденного движения (с помощью насосов или компрессоров) капельной жидкости или газа влияние силы тяжести на распределение скоростей и перепад давлений в потоке очень мало и им можно пренебречь, т.о. показатель степени n = 0 (Frn = 1).

С принятыми допущениями обобщённое критериальное уравнение сводится к виду:

В результата обобщения опытных данных, полученных различными авторами, установлено, в частности, что при движении жидкости в трубопроводе с гладкими стенками в пределах Re = 4*103 - 105 численные значения А = 0,158; m = -0,25; q = 1 [1, c.89].

Следовательно, для указанных условий уравнение имеет вид:

Откуда:

Величина 0,316 ?*W2 обозначается символом ? и определяется как коэффициент гидравлического сопротивления трения, а уравнение принято записывать в виде:

где ? - зависит от режима движения (величина Rе) и шероховатости стен труб.

Вводят понятие относительной шероховатости:

где е - абсолютная величина средней шероховатости стен труб.

Коэффициент гидравлического сопротивления трения ? рассчитывается по общей формуле:

Для гладких труб, когда влиянием шероховатости можно пренебречь:

Для автомодельной области гидравлического сопротивления трения ? определяется в основном шероховатостью трубы:

Если Re ? 23/ ?, то применяется уравнение для гладких труб, если Re ? 220* ? -1,125, то применяется уравнение для автомодельной области. Если Re принимает промежуточное значение, то используется уравнение:

где lэ - эквивалентная абсолютная шероховатость, мм.

Для определения величины ? можно использовать также график [6], c.22.

Помимо потерь на трение на линейных участках трубопровода ? происходят потери энергии на преодоление местных сопротивлений (повороты; внезапные расширения и сужения; запорно-регулирующая арматура и т.п.).

Потери давления в местных сопротивлениях определяются по уравнению:

?мс - коэффициент местного сопротивления.

Суммарная потеря напора на преодоление трения и местных сопротивлений рассчитывается по формуле:

Если сеть представляет собой трубопровод постоянного поперечного сечения, то полное гидравлическое сопротивление сети равно:

где hгеом - высота подъёма жидкости, м;

Р2 и Р1 - давление соответственно в приёмной и расходной ёмкостях, Па

2.2 Расчётная часть

Рисунок 2.1 - Схема трубопровода

2.2.1 Проектирование трубопровода

Трубопровод соединяет начальное и конечное хранилища. Так как насос установлен у хранилища, то трубопровод напорный. В трубопровод включено 3 участка общей длины 45 м, 7 запорных вентилей (3,4,5,6,7,8,9), центробежный насос 12, измерительная диафрагма 13, 2 кожухотрубчатых теплообменника(10,11). Трубопровод имеет 6 поворотов на 900. Высота подъёма смеси 16 м.

2.2.2 Определение характеристик смеси

Поскольку в условии задачи не оговаривается изменение температуры, принимаем поток изотермическим, т.е. с сохранением температуры 20 и 80 на всем протяжении.

Плотность ацетона [табл. IV с 512]: при 20 ?т,20=791 кг/м3,

при 56 ?т,56= 750 кг/м3;

Вязкость ацетона [табл.IX с 517]: при 20 µт,20=3,38*10-4 Па*с;

при 56 µт,56=2,39*10-4 Па*с.

Плотность метанола [табл. IV с 512]: при 20 ?б,20= 792 кг/м3,

при 56 ?б,80=760 кг/м3;

Вязкость метанола [табл.IX с 517]: при 20 µб,20=5,25*10-4 Па*с;

при 56 µб,56=3,76*10-4 Па*с.

?20(смеси)= 0,45*791+0,55*792=791,55 кг/м3 (до теплообменника);

?56(смеси)= 0,45*750+0,55*760=755,5 кг/м3(после теплообменника);

lg?20(смеси)= 0,45*lg 3,38 *10-4+ 0,55*lg 5,25*10-4 = -3,33;

lg?56(смеси)= 0,45*lg 2,39 *10-4+ 0,55*lg 3,76*10-4 = -0,51;

?20(смеси)= 4,68*10-4 Па*с (до теплообменника);

?56(смеси)= 3,09*10-4 Па*с (после теплообменника).

2.2.3 Перевод массового расхода жидкости к объёмному

Произведём перевод массового расхода жидкости к объёмному:

V = G/(3600* ?см) ,м3/сдо тепл = 18000/(3600*791,55) = 6,3*10-3 м3/спосле тепл=18000/(3600*755,5) = 6,62*10-3 м3/с.

2.2.4 Определение ориентировочного диаметра трубопровода

Определим ориентировочный диаметр трубопровода:

где W - скорость движения бинарной смеси в напорном трубопроводе, таблица [6], с.17.

Ориентировочный диаметр трубопровода составит:

до тепср = (4*6,3*10-3/3,14*2)0,5 = 0,063 мпосле теп ср=(4*6,62*10-3/3,14*2)0,5=0,065 м

2.2.5 Выбор стандартного диаметра трубопровода

Промышленность выпускает гостированный сортамент труб, среди которых необходимо выбрать трубы с диаметром наиболее близким к расчетному. Обозначаются трубы dн х ?. Рассчитаем стандартный диаметр трубопровода:

. Рассчитаем наружный диаметр:

где толщина стенки трубы, мм

- внутренний диаметр трубы, мм

. Гостированные размеры труб по ГОСТ 8732-78 составляют следующий ряд, мм: 14х2; 18х2; 25х2; 32х2,5; 38х2,5; 45х3; 57х3; 76х3,5; 89х4,5; 108х4,5; 133х4; 159х4,5; 219х6; 272х7; 325х8; 377х10; 426х11; 465х13.

Наиболее близкая к данным ГОСТа труба с размерами:

. Эквивалентный диаметр будет равен:

2.2.6 Уточнение скорости движения жидкости

Далее следует уточнить скорость движения жидкости в трубопроводе:

Wдо теп = 4* Vc/(?* dэ2) = (4*6,3*10-3)/(3,14*(0,069)2)=1,68 м/с.после теп = 4* Vc/(?* dэ2) = (4*6,62*10-3)/(3,14*(0,069)2)=1,65 м/с

2.2.7 Определение режима движения жидкости

Определим режим движения жидкости:

= W* dэ * ?см /?смдо теп= (1,68*0,069*791,55)/4,68*10-4=196063,3после теп = (1,65*0,069*755,5)3,09*10-4=278361,4

Режим движения турбулентный.

2.2.8 Определение коэффициента гидравлического сопротивления

Для определения относительной шероховатости примем, что средняя шероховатость Относительная шероховатость высчитывается по следующей формуле:

Проверим условие :

до теплообменника:

*(2,9*10-3)-1,125 =157479,8, т.е. больше Reдо теп=196063,3.

Примем уравнение:

1/ ?0,5 = -2*lg(?/3,7+(6,81/Re)0,9) = -2*lg(2,9*10-3/3,7+(6,81/196063,3)0,9) = 6,21.

Откуда ? = 0,026.

после теплообменника:

*(2,9*10-3)-1,125 =157479,8, т.е.меньше Reпосле теп=278361,4.

Примем уравнение:

1/ ?0,5 = 2*lg(3,7/?) = 2*lg(3,7/2,9*10-3) = 6,21.

Откуда ? = 0,026

.2.9 Нахождение коэффициентов местных сопротивлений

Согласно табличным данным [6], с.520 коэффициенты местных сопротивлений:

вход в трубу ?в = 0,5;

колено 90 0 ?кол = 1,1;

выход из трубы ?вых. = 1;

измерительная диафрагма (при m = (dэ/D)2 = 0,3, то ?д =18,2)

задвижки ?зад=0,5

внезапное расширение при входе в теплообменник ?расш=0,64

внезапное сужение при выходе из теплообменника ?суж=0,4

сопротивление во входной и выходной камере теплообменника ?вх к=?вых к=1,5

вход в трубную решетку и выход из нее ?вх.тр.р.=?вых.тр.р.=1,0

расхождение потоков ?расх=8,35

схождение потоков ?сх.=3,83

Геометрическая высота подъёма смеси составляет 16 м.

2.2.10 Определение полной потери напора в трубопроводе

Полные потери напора в трубопроводе рассчитывается по следующей формуле:

Произведём расчёт, разделив трубопровод на три участка:участок:

Коэффициенты местных сопротивлений составят:

до теплообменника

??до.=?в +n?зад +?д +n?расш +n ?к + ?расх=

=0,5+4*0,5+18,2+2*0,64+2*1,1+8,35 =23,51

в теплообменнике

??т. = 2*( ?вх к+ ?вых к+ ?вх.тр.р+ ?вых.тр.р)=2*(1,5+1,5+1,0+1,0)=10

от теплообменника до реактора

??от=n ?суж+ n ?кол+n ?зад+ ?вых.+ ?сх= 0,4 +4*1,1 +3*0,5 +1+3,83 =11,13

Тогда полное гидравлическое сопротивление сети по формуле:

?Рсети = (1 + ? * I/ dэ + ? ?мс)* ?*W2 /2 + ?*g*hгеом + (Р2 - Р1)

?Рсети.до=(1+0,026*9/0,069+23,51)*791,55*(1,68)2/2=31166,7 Па

?Рсети.т=(1+0,037*5/0,069+10)*773,325*(0,3)2/2=476,1 Па

?Рсети.после=(1+0,026*26/0,069+11,13)*755,5*(1,65)2/2+755,5*9,81*16= 141134 Па

?Рсети= 31166,7+476,1+141134= 172776,5 Па

Из соотношения ?Рсети = ?*g*h определим hсети = ?Рсети/ (?*g)сети.до=31166,7/(791,55*9,81)=4 мсети.т=476,1/(773,325*9,81)=0,06 мсети.от=141134/(755,5*9,81)=19 м

? hсети=4+0,06+19=23,06 м

.2.11 Построение характеристики трубопроводной сети

Будем считать, что характеристика сети представляет собой правильную параболу, выходящую из точки с координатами Vc = 0; h на которой известна точка с координатами Vc = 22,74 м3/ч и hсети = 23,06 м. Найдем коэффициент параболы.

Общее уравнение параболы:

Подставив вышеобозначенные значения имеем:

,06= а*22,742 + 16

Тогда: a=0,014

Возьмем несколько значений объемной производительности и определим напор hсети.

Данные занесём в таблицу:

Таблица 2.1 - Зависимость напора сети от производительности насоса

НапорПроизводительность, м3/чНасос21,62036,522,7762235,523,2395122,7435,224,0642434,825,4642634,426,976283428,63033,830,3363233,232,184343334,1443632,736,2163832,438,44032

По полученным характеристикам строим график:

Рисунок 2.2 - Совмещение характеристик сети и насоса

2.2.12 Выбор насоса

При выборе насоса необходимо соблюдать следующие условия:

напор при нулевой производительности должен быть больше, чем геометрическая высота подъема жидкости в сети;

рабочая точка должна лежать в области максимальных К.П.Д.;

рабочая точка должна лежать на нисходящей ветви графика Н = f(Vc).

Наиболее близкий по параметрам к расчетному насосу в каталоге является центробежный насос 3К-9 с максимальной производительностью 30 м3/ч=8,3 л/с и с максимальной высотой напора 16 м. Характеристика такого насоса также приведена на рисунке 2.2. Расположение рабочей точки относительно расчетной точки , показывает, что насос может преодолеть гидравлические сопротивления сети и подавать в неё заданную смесь.

2.2.13 Вывод

К установке предлагается центробежный насос 3К-9, который обеспечит перекачивание 22,74 м3/ч смеси, с температурой 20 0С по трубопроводу из хранилища через теплообменник в колонну. При этом производительность насоса 30 м3/ч, напор 16 м, диаметр рабочего колеса 168 мм, число оборотов 2900 об/мин, к.п.д. составит 62%, мощность потребляемая им из сети 4,8 кВт.

Заключение

Задание на курсовое проектирование выполнено: был подобран теплообменник и центробежный насос с оптимальными при данных условиях технологическими характеристиками. При этом в теоретическом разделе:

)Рассмотрены основные виды теплообменных аппаратов, применяемых в химической промышленности;

)Даны краткие теоретические основы процесса, протекающего в аппарате;

)Приведено описание технологической схемы установки;

)Произведен технологический расчет теплообменного аппарат;

)Рассмотрены основные законы и критериальные уравнения гидродинамики;

)Произведён гидравлический расчёт трубопровода и подобран оптимальный насос.

Список использованных источников

1. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии. Издательство. М.: Химия, 1970, 784 с.

2. Дытнерский Ю.И Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию. Издательство. М.: Химия, 1991, 496 с.

. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов. Л.: Химия, 1987, 576 с.

4. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: Энергия, 1980. - 424 с., ил.

. Мастрюков Б.С. Теплотехнические расчеты промышленных печей. Издательство. М.: "Металлургия", 1972, 360 с .

6. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии. - М.: Химия, 1987, 560 с. с ил.

. Каталог насосов