7.Уточненный расчет поверхности теплопередачи. Вариант1:
В соответствии с табл. 4.8 стр. 172 [4] соотношение n/z принимаем наиболее близкое к заданному значение у кожухотрубчатого конденсатора с диаметром кожуха D=600 мм, диаметром труб dн=25x2 мм, числом ходов z=2 и общим числом труб n=240:
n/z=240/2=120
В зависимости от длины труб (3.0,4.0 или 6.0) эти теплообменники имеют поверхности теплопередачи 57,75 или 113 м2.
Действительное число Re2 равно:
где
n - общее число труб;
z - число ходов по трубному пространству;
d - внутренний диаметр труб, м;
G2 – расход воды, кг/c;
μ2 – динамический коэффициент вязкости воды при средней температуре tср=22,5ºС, Па·с. По табл.XXXIX стр. 537 [2] μ2=951·10-6 Па·с.
Re2=9111
Коэффициент теплоотдачи к воде определим по формуле для переходного режима (2300<Rе<10000):
где
Re – действительное число Рейнольдса для воды, полученное в результате расчета,
Pr – критерий Прандтля для воды при средний температуре tср=22,5ºС.
По табл.XXXIX стр. 537 [2] Pr=6,62;
Nu – критерий Нуссельта.
где
α2 – коэффициент теплоотдачи к воде, Вт/(м2·К);
d – внутренний диаметр труб, м;
λ2 – коэффициент теплопроводности воды при средней температуре tср=22,5ºС, Вт/(м·К). По табл.XXXIX стр. 537 [2] λ2=0,604 Вт/(м·К).
α2=1898 Вт/(м2·К).
Коэффициент теплоотдачи от пара, конденсирующегося на пучке вертикально расположенных труб, определим по формуле:
где
λ1 – коэффициент теплопроводности паров бензола при температуре конденсации tконд=80,2ºС, Вт/(м·К). По рис. Х стр. 561 [2] λ1=0,1326 Вт/(м·К);
ρ1 – плотность паров бензола при температуре конденсации tконд=80,2ºС, кг/c. По табл. IV стр. 512 [2] ρ1=815 кг/м3;
dн – наружный диаметр труб, м;
n – общее число труб;
G1 – расход паров бензола, кг/c;
μ1 – динамический коэффициент вязкости паров бензола при температуре конденсации tконд=80,2ºС. По табл. IX стр. 516 [2] μ1=0,316·10-3Па·с.
α1
:=3,78ˑ0,1326
α1 :=857 Вт/(м2·К).
Принимаю тепловую проводимость загрязнений стенок для воды хорошего качества 1/rзагр.1=5800 Вт/(м2·К) и паров бензола 1/rзагр.2=11600 Вт/(м2·К) (по табл. XXXI стр. 531 [2]), а также толщину стенок δ=2мм и коэффициент теплопроводности для стенки трубы из нержавеющей стали λ=17,5 Вт/(м·К) (по табл. XXVIII стр. 529 [2]).
Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнении со стороны воды и пара равна:
∑rст=0,000372 (м2·К)/Вт.
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле:
где
α1 и α2 – коэффициенты теплоотдачи для горячего и холодного теплоносителя, Вт/(м2·К);
∑rст – сумма термических сопротивлений всех слоев, из которых состоит стенка, включая слои загрязнений, (м2·К)/Вт.
K: =_____1____________
1/857+0,000372+1/1898
К=488Вт/(м2·К).
Требуемую поверхность теплопередачи определим по формуле:
где
Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт;
К – коэффициента теплопередачи, Вт/(м2·К);
Δtср - средняя разность температур, К.
F:= 992132,8
488ˑ57,7
F=31 м2.
Как видно из табл.4.12 стр.215 [4] кожухотрубчатый конденсатор с длиной труб 3,0 м , поверхностью 57 м2 подходит с большим запасом:
Δ:= 57-31
31
Δ=83%
Так как двухходовой кожухотрубчатый конденсатор с длиной труб 3,0м и поверхностью 57м2 подходит с большим запасом, целесообразно заменить двухходовой кожухотрубчатый конденсатор на двухходовой теплообменник ТН и ТК с таким же диаметром кожуха, но с меньшей длиной труб и меньшей поверхностью теплообмена для уменьшения Δ.