2.Выбор конструкционного материала аппаратов

Выбор материала определяется рабочим давлением, температурой стенки аппарата, химическим составом и свойствами среды (коррозионной активностью, взрывоопасностью, токсичностью и т. д. ). Часто выбор того или иного материала зависит не от агрессивности среды, а от влияния материала аппарата на перерабатываемые вещества и технологический процесс. При производстве веществ, особенно чистых, необходимо учитывать возможность загрязнения их продуктами коррозии, а также различными веществами при эрозии или выщелачивании конструкционных материалов. При выборе материалов учитывается их каталитические свойства, вызывающие побочные процессы.

Для заданных условий р= 0,6 МПа, 20<t<114 С, среда неагрессивная выбираем сталь углеродистую и низколегированную конструкционная марка 12ГС, ГОСТ 27601,которая содержит до 2,5 % легирующих компонентов; используют их для изготовления деталей аппаратов, работающих при давлении до 10 МПа в интервале температур от – 70 до + 475 С с неагрессивными средами, что обеспечивает экономию.

4. Технологический расчет аппаратов

4.1. Определеним тепловую нагрузку:

Q= G_1c1 (t_1к - t_1н)=5,0*4190(116,0-44,0)=1508400Вт

4.2. Определеним конечную температуру теплового раствора:

t_2k =t_2н+Q/(G₂*c₂)=21,0=1508400/(22,4*4180)=37,1С

4.3. Определим среднелогарифмическую разницу температур:

t_ср.лог.=((t_1н-t_1k)-(t_2k-t_2н))/ln(t_1н-t_1k/ t_2н-t_2k)=((116,0-44,0)-(37,1-21,0))/ln(116,0-44,0/37,1-21,0)=37,3 град.

4.4. Ориентировочный выбор теплообменника.

В трубное пространство с меньшим проходным сечением целесообразно направить теплоноситель с меньшим расходом, т.е. горячий раствор. Это позволит выровнять скорости движения теплоносителей и соответствующие коэффициенты теплоотдачи, увеличивая таким образом коэффициент теплоотдачи. Кроме того, направляя поток холодной жидкости в межтрубное пространство можно отказаться от теплоизоляции кожуха теплообменника.

Примерное ориентировочное значение Re _1op=15000, что соответствует турбулентному режиму течения в трубах. Очевидно, такой режим возможен в теплообменнике, в котором число труб , приходящихся на 1 ход равно:

Для труб диаметром d_н 20*2мм:

n/z= 4G₁/ПdRe_1opM₁=4*5.0/3.14*0.016*15000*0.00054=49.1

Для труб диаметром d_н 25*2мм:

n/z= 4G₁/ПdRe_1opM₁=4*5.0/3.14*0.021*15000*0.00054=37.4

Т.к. свойства теплоносителей мало отличаются от свойств воды, примем минимальное значение коэффициента теплопередачи , соответствующее турбулентному течению К_ор=800 (Вт/м2*К). При этом ориентировочное значение поверхности теплообмена составит:

F_op=Q/(_tср.лог*K_op)=1508400/(37.3*800)=50.5 м2.

Из таблицы видно, что теплообменники с близкой поверхностью имеют диаметр кожуха 400-600 мм. При этом только многоходовые аппараты с числом ходов z=4 или z=6 имеют соотношения n/z, близкие к 50.

Во многоходовых теплообменниках средняя движущая сила несколько меньше, чем в одноходовых, вследствие возникновения смешенного взаимного направления движения теплоносителей. Поправку для среднелогарифимической разности температур определим по уравнению:

Р=t_2k-t_2н/t_1н-t_2н=37.1-21.0/116.0-21.0=0.169

R= t_2н-t_1k/t_2k-t_2н=116.0-44.0/37.1-21.0=4.472

n= 4.472²+1=4.58

б=(4.472-1)/ln(1-0.169/1-4.472*0.169)= 2.835

Е_t=n/б/ln((2-P(1+R-n))/(2-P(1+R+n)))=4.58/2,835/ln((2-0.169(1+4/472-4.58))/(2-0.169(1+4.472+4.58)))=0.89

t_ср=t_ср.лог.*Е_t=37.3*0.89=33.2 град.

С учетом поправок ориентировочная поверхность составит:

F_op=Q/(t_ср*800)=1508400/(33/2*800)=56/8 м2

Теперь целесообразно провести уточненный расчет следующих вариантов:

1К: D=400 мм, d _н=25*2мм, z=2, n/z=100/2=50

2K: D=600 мм, d _н =25*2мм, z=6, n/z=135/6=32,7

3K: D=600 мм, d _н =20*2мм, z=6, n/z=316/6=52,7

4.5. Уточненный рачет поверхности теплопередачи:

Вариант 1К:

Re₁=4G₁/Пd(n/z)M₁=4*5.0/3.14*0.021*50*0.00054=11234

Pr₁=c₁M₁/л₁=4190*0.00054/0.69=3/28

Коэффициент теплоотдачи к жидкости , движущейся по трубам турбулентно равен:

α₁=λ₁/0.021*0.023(Re1)^0.8*(Pr1)^0.4=(0.69/0.021)*0.023(11234)^0.8(3.28)^0.4=2114

Re₂=21.8*0.025/(0.045*0.00054)=15064

Pr₂=4180*0.00054/0.618=5.44

Коэффициент теплоотдачи жидкости, движущейся в трубопроводе равен:

α ₂=(0.618/*0.025)*0.24(15064)^0.8*(5.44)^0.36=3505 α ₂Вт/(м²*К)

Оба теплоносителя-концентрированные водные растворы, поэтому примем термические сопротивления загрязнений одинаковыми, равными r_з1=r_з2=1/2900 м²*К/Вт. Повышенная коррозионная активность этих жидкостей диктует выбор нержавеющей стали в качестве материала труб. Теплопроводность нержавеющей стали примем равной л_ст17.5(Вт/м*К). Сумма сопротивлений стенки и загрязнений равна:

∑б/ λ =0.002/17.5+1/2900=0.00084 м²*К/Вт

Коэффициент теплопередачи равен:

К=1/(1/2330+1/3505+0/00084)=659 Вт/(м²*К)

Требуемая поверхность составит:

F=1822650/(33.2*659)=83.4 м²

Исходя их данных таблицы подходит теплообменник с трубами длинной 6.0 м и номинальной поверхностью F_1к=97 м².

При этом запас:

∆=(97.0-83.4)*100/83.4=16.4%

Исходя из данных таблицы масса теплообменника равна М_1к=3130 кг.

Вариант 2К:

Проводя аналогичные расчеты получим, что Re₁₌=16770, α₁=3720 Вт/(м²*К), Re₂=11308, α ₂=3687 Вт/(м²*К), К=744 Вт/(м²*К), F=74.1 м². Из таблицы следует, что теплообменник длинной 4.0 м имеет недостаточный запас поверхности (∆<10%), поэтому для данной задачи он непригоден. Теплообменник длинной 6.0 м, поверхностью 119 6.0 м² не имеет преимуществ по сравнению с вариантом 1К, т.к. при большой массе (М_2к=3380 кг) он заведомо будет иметь большее гидравлическое сопротивление.

Вариант 3К:

Re₁₌10540, α₁=1985 3720 Вт/(м²*К), Re₂=9694, α ₂=2707 Вт/(м²*К), К=596 Вт/(м²*К), F=92.4 м^2.. Исходя из денных таблицы следует, что теплообменник с трубами длинной 4.0 м, номинальной повнрхностью F_3к=121 м² подходит с запасом ∆=30.9%. Его масса М_3к=3950 кг больше , чем в варианте 1К, однако в полтора меньшая длина труб выгодно отличает его от варианта 1К. Помимо большей компактности такой теплообменник должен иметь меньшее гидравлическое сопротивление в межтрубном пространстве.