3.2 Расчет толщины тепловой изоляции

Толщину тепловой изоляции δи находят из равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции от поверхности изоляции в окружающую среду:

αв=(tст2-tв)=(λи/δи)∙(tcт1-tcт2), (3.14)

где αв=9,3+0,058∙tст2 - коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(м2∙К); tст2 - температура изоляции со стороны окружающей среды (воздуха),°С;tст1 - температура изоляции со стороны аппарата; ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата по сравнению с термическим сопротивлением слоя изоляции tст1 принимаем равной температуре греющего пара tг1 tв - температура изоляции окружающей среды (воздуха),°С; λи - коэффициент теплопроводности изоляционного материала, Вт/(м∙К). Рассчитаем толщину тепловой изоляции: при tcт2=35

αв=9,3+0,058∙35=11,33 Вт/(м2*К).

В качестве материала для тепловой изоляции выберем совелит (85% магнезии+15% асбест), имеющий коэффициент теплопроводности λи=0,09 Вт/(м*К). Тогда при tcт1=142,9 °С, t(возд)=20 °С:

δи=λи∙(tст1-tст2)/(αв∙(tcт2-tвозд)).

δи=0,09∙(142,9-35)/(11,33∙(35-20))=0,057 м.

Примем толщину тепловой изоляции 0,055 м и для второго корпуса тоже.

4. РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА

4.1 Тепловой баланс

Кожухотрубчатые подогреватели предназначены для конденсации паров в межтрубном пространстве.Рассчитаем необходимую поверхность теплообменника, в трубном пространстве которого нагревается от 25 °С до 98 °С раствор CuSO4.Тепловой поток, принимаемый исходной смесью и, соответственно, отдаваемый насыщенным водяным паром:

Q=Gн∙c1∙(tк-tн), (4.1)

G - массовый расход жидкостной смеси, кг/с, с – средняя теплоемкость, Дж/кг∙с; t – начальная температура раствора, °С; t – конечная температура раствора, °С.

Q=5∙4029∙(98-25)=1531020 Вт

В качестве теплоносителя использовать насыщенный водяной пар с параметрами: t=142,9 °С.

По определенной по уравнению (4.1) тепловой нагрузке определяется расход второго теплоносителя c учётом потерь:

G=1,03∙Q/r (4.2)

где r – теплота конденсации пара.

G=1,03∙1531020/2141∙103=0,7365 кг/с

4.2 Определение ориентировочной поверхности теплообмена

Для определения ориентировочной поверхности теплообмена служит формула:

Fop=Q/Kop∙∆tср.лог. (4.3)

Где Кор – ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, соответствующее турбулентному течению; ∆tср. лог – среднелогарифмическая разность температур.

∆tср лог=[(tг1-tн1)-(tг1-tк1)]/ln[(tг1-tн1)/(tг1-tк1)] (4.4)

∆tср лог=[(142.9-25) – (142.9-98)]/2.69=76.8 ºC

Fop=1531020/800∙76.8=24.9 м2

4.3 Выбор теплообменника

Примем ориентировочное значение Re=15000 Что соответствует развитому турбулентному режиму течения жидкости в трубах. Такой режим течения возможен в теплообменнике с числом труб, приходящихся на один ход: для труб диаметром dн=20´2 мм.

N/z=4∙G1/p∙d∙Reop∙m1 (4.5)

N/z=4∙5/3,14∙0,016∙15000∙0,000552=48

Из табл.2.3 [2] выбираем теплообменник с близкой поверхностью теплообмена F=31 м2 и длиной труб l= 4 м, число ходов z=2; число труб n= 100, диаметром кожуха Dк=0,4м

В трубное пространство направим подогреваемый раствор, в межтрубное - греющий пар.

4.4 Уточненный расчет поверхности теплопередачи

Для выбора формулы для расчета коэффициента теплоотдачи α1 определим значение критерия Рейнольдса для подогреваемого раствора Re1 по формуле:

Re1=4∙G1/π∙d∙(n/z)*μ1, (4.6)

где d – внутренний диаметр труб теплообменника, м; n- число труб, z- число ходов (см.табл.2.3.[2]).

Re1 =4∙5/(3,14∙0,02∙(100/2)∙0,000552) = 10989.

Значение критерия Прандтля найдем по формуле:

Pr1 = с1∙μ1/λ1 (4.7)

Pr1 = 4029∙0,000552/0,576=5,5.

Так как значение Re1 равно 10989, то значение критерия Нусельта найдем по формуле:

Nu1=0,021∙Re10,8∙Pr10,43∙(Pr1/Prcт1)0,25 (4.8)

Поправкой (Pr1/Prcт1)0,25 принебрегаем т.к. разница температур между жидкостью и стенкой невелика, меньше Δtср.

Nu1=0,021∙10989 0,8∙5,5 0,4= 74,7 Вт/м∙К

Значение коэффициента теплоотдачи α1 определим по формуле:

α1= Nu1∙λ1/d (4.9)

α1= 74,7∙0,4046/0,021 = 1439 Вт/м2∙К

Примем, что значение тепловых проводимостей стенки трубы со стороны пара 11600 Вт/м2∙К со стороны кипящего раствора 2900 Вт/м2∙К.

1/S=1/(1/11600+0,002/25,1+1/2900)=0,00051 Вт/м2∙К.

Найдём число Рейнолдса для газовой фазы:

Reг=Gп∙dвн/Sмтр∙∑δ/λ=0,7365∙0,025/0,017∙0,00051=2124 (4.10)

α2=2,04∙ε∙λст∙(ρ∙L n/Gпμ)1/3 = 2,04∙0,7∙25,1∙(0,592∙4∙100/0,7365∙0,001)1/3 =4336

К=1/(1/2124+0,00051+1/4336)= 696,6 Вт/м2∙К.

Тогда требуемая поверхность теплопередачи:

Fтр=Q/(K∙Δtср)= 1531020/76,8∙696,6=28,6 м2.

Из табл. 2.3 [2] выбираем теплообменник с близкой поверхностью теплообмена. Расчёты подтверждают, что выбранный ранее теплообменник является оптимальним.

Запас поверхности:

∆=(31-28,6)∙100/28,6=8,39 % (4.12)

4.5 Определение гидравлического сопротивления теплообменника

А) в трубном пространстве:

Скорость среды в трубах теплообменника:

ωтр = 4∙G1∙z/(3,14∙d2∙n∙ρ 1) (4.13)

ωтр = 4∙ 5∙2/(3,14∙(0,021)2∙100∙1023) =0,28 м/с.

Для определения коэффициента трения λ нужен Re среды. Re= 12800.

Коэффициент трения λ рассчитываем по формуле:

Т.к. диаметр кожуха выбранного теплообменника равен Dk= 600 мм, а число ходов z= 2, то диаметр условного прохода его штуцеров равен dш= 150 мм (см.табл.2.6.[2]).

Скорость потока в штуцерах:

ω ш=4∙Gтр/(3,14∙ ρтр∙d трш2)= 4∙ 5/(3,14∙ 1023∙(0,15)2)= 0,0,277 м/с. (4.14)

Расчетная формула для определения гидравлического сопротивления в трубном пространстве имеет вид (формула(2.35) [2]):

ΔРтр=, (4.15)

где L-длина труб теплообменника, м.

ΔРтр= 1392 Па.

Б) В межтрубном пространстве:

Число рядов труб, омываемых потоком в межтрубном пространстве:

m≈(n/3)0.5=(100/3)0.5≈6 (4.16)

Число сегментных перегородок х=14 (см. табл. 2.7[2]).

Диаметр штуцеров к кожуху dмтр.ш=0,2 м, скорость потока в штуцерах:

(4.17)