Расчет сырьевого теплообменника

Теплообменник предназначен для нагрева тяжелого каталитического газойля водяным паром.

Исходные данные:

Расход сырья G_с = 4497,6 кг/ч;

Конечная температура сырья t_кон = 100 ºС ;

Начальная температура сырья t_нач = 75 ºС.

В качестве теплоносителя принимаем водяной пар с давлением 0,3 МПа.

132,9 ºС 132,9ºС 100 ºС 75 ºС

Определяем его температуру и удельную теплоту. T_п = 132,9 ºС, r = 2171 кДж/кг.

Составляем схему теплообмена:

ΔТ_м = 32,9 ºС ΔТ_б = 57,9 ºС

ΔТ_{ср =}( ΔТ_б + ΔТ_м )/2 (1)

ΔТ_{ср =} (57,9 + 32,9)/2 = 45,4 ºС

Рассчитываем тепловую нагрузку на аппарат

(2)

Где Q – тепловая нагрузка на аппарат, кВт;

G_c - расход сырья, кг/с;

C_c – теплоёмкость сырья, кДж/кг;

Определяем расход греющего пара, кг/с.

(3)

Принимаем приближённый коэффициент теплопередачи К_пр = 150 Вт/м²·К и определяем приближённую поверхность теплообмена.

; (4)

где F_пр – приближённая поверхность теплообмена, м² .

м²

Принимаем по ГОСТ 15118 – 79 теплообменник жёсткой конструкции со следующими характеристиками:

Поверхность теплообмена F = 13 м²;

Диаметр корпуса D = 325 мм;

Диаметр труб d = 20х2 мм;

Длина труб = 3 м;

Число ходов по трубам z = 2

Площадь проходного сечения по трубам f_тр = 0,007м²;

Площадь проходного сечения по межтрубному пространству 0,012 м²

Составляем схему теплопередачи:

t_ср = t_конд - ∆t_ср (5)

t_ср = 132,9-45,4 = 87,5 ºС

трубное простр. межтрубное пространство

t_конд =132,9 ºС

t_{ср с}= 87,5 ºС

Рисунок 2- Схема теплопередачи через стенку аппарата

Определяем частные коэффициенты теплоотдачи в трубном и межтрубном пространствах.

Принимаем t_ст1 = 120ºС и определяем коэффициент теплоотдачи от конденсирующего пара к стенке.

, (6)

где α_конд - коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке , Вт/м²·К;

Е – коэффициент, зависящий от расположения труб в пучке и расчётного числа труб в каждом вертикальном ряду; Е=0,7.

A_t – коэффициент, объединяющий физические свойства пара и конденсата.

d – наружный диаметр труб, м;

∆t_ср – разность температур конденсации и стенки, ºС.

Вт/м²·К

Удельная тепловая нагрузка по межтрубному пространству:

q₁ = α _конд (t_конд – t_ст1), (7)

где q₁ – удельная тепловая нагрузка по межтрубному пространству, Вт/м².

q₁ = 9448,21· (132,9-120) = 121881,9 Вт/м²

Определяем температуру стенки t_ст2 , исходя из равенства q₁ = q₂

, (8)

где – толщина стенки, м;

Трубное пространство:

Скорость сырья в трубном пространстве:

, (9)

где w_c скорость сырья в трубном пространстве, м/с;

– плотность сырья, кг/м³ .

м/с

Критерий Рейнольдса:

, (10)

где d – внутренний диаметр труб, м;

– кинематическая вязкость сырья, Па·с

Режим движения – переходный.

Коэффициент теплоотдачи от стенки к сырью:

, (11)

где λ– теплопроводность сырья, Вт/м·К;

Вт/м² К

q₃ = 913,52 (114,76 - 87,5) = 24902,56 Вт/м²

=0,796

Расхождение между q₃ и q₁ составляет 79,6%.

Полученная тепловая нагрузка q₃ намного меньше рассчитанной ранее удельной тепловой нагрузки q₁, следовательно, необходимо увеличить и повторить расчет во втором приближении. Принимаем t_ст1 равную 130 ºС и повторяем расчет:

Вт/м² К

q₁ = 13720,11 2,9 = 39788,32 Вт/м²

t_{ст2 =} 130 - = 128,3

Вт/м² К

q₃ = 945,02 (128,3 - 87,5) = 38556,81 Вт/м²

Расхождение между q₁ и q₃ составляет:

=3,04%,

что находится в допустимых пределах.

Истинный коэффициент теплопередачи

К_ист = , (13) где r_1, r₂ – термические сопротивления загрязнений со стороны пара и сырья.

К_{ист =} =678,39Вт/м²

Истинная поверхность теплообмена:

(14)

= 2,18 м²

Принимаем аппарат с ранее принятыми характеристиками.