Поверхность конденсатора-холодильника

Для первой зоны:

Для второй зоны:

Общая поверхность теплопередачи:

F = F₁ + F₂ = 132 + 68 = 200 м²

у

В результате уточненного расчета поверхности теплопередачи принимаем по ГОСТ 15121, ГОСТ 15118 кожухотрубчатый конденсатор-холодильник, с неподвижными трубными решетками, горизонтальный.

Диметр кожуха, мм 800

Диаметр труб наружный, мм 20

Длина труб, мм 4000

Число ходов по трубам 6

Поверхность теплообмена, м² 155

=
2.9 Гидравлический расчет

Расчет гидравлических сопротивлений необходим для определения затрат энергии на перемещение жидкостей, паров или газов и подбора машин, используемых для их перемещения: насосов, компрессоров и т.д.

Гидравлические сопротивления обусловлены сопротивлением трения и местными сопротивлениями, возникающими при изменениях скорости потока по величине или направлению.

Потери давления Δ Р на преодоление сопротивления трения и местных сопротивлений в трубном пространстве определяется по формуле:

, Па (64)

где λ – коэффициент трения;

L – длина пути жидкости;

d_э – эквивалентный диаметр;

Σ ξ _м.с. – сумма коэффициентов местных сопротивлений;

ρ – плотность вещества потока, кг/м³;

w – скорость потока, м/с.

Формулы для расчета коэффициента трения λ зависят от режима движения жидкости и шероховатости труб. При Re_тр > 2300 его можно определить по формуле:

,

где e = Δ /d – относительная шероховатость труб;

Δ – высота выступов шероховатостей (в расчетах можно принять Δ = 0, 2*10^{-3 м – это стальные трубы, бывшие в эксплуатации, с незначительной коррозией).}

Коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в требном пространстве:

ξ _тр1 = 1, 5 – входная или выходная камеры;

ξ _тр2 = 2, 5– поворот между ходами;

ξ _тр3 = 1, 0 – вход в трубы или выхода из них.

Местные сопротивления на входе в распределительную камеру и на выходе из нее следует рассчитывать по скорости жидкости в штуцерах.

Диаметр штуцеров определяют из уравнения расхода:

, м (66)

где V - объемный расход теплоносителя, м3/с;

Y - массовый расход теплоносителя, кг/с;

w - допустимая скорость потока, м/с;

ρ - плотность вещества потока, кг/м3.

В случае паро-жидкостного потока плотность его определяют из выражения:

, (67)

где ρ ж- плотность жидкой фазы, кг/м3;

ρ п- плотность паровой фазы, кг/м3;

е - доля отгона (массовая доля паровой фазы в смеси).

Величина допустимой скорости потока для расчета диаметра штуцеров (а также трубопроводов и других деталей и узлов химических аппаратов) принимается по опытным данным скоростей движения жидкостей и газов в промышленных условиях, приведенных в таблице 1.

Таблица 1 – Ориентировочные значения допустимой скорости потока

По рассчитанным значениям диаметров штуцеров принимают нормализованные диаметры, значения которых приведены ниже:

d_ш; мм - 20, 25, 32, 40, 50, 65, 80, 100, 125, 150, 200, 250, 300, 350, 400, 500, 600, 800.

Для принятых значений диаметров уточняются скорости потоков в штуцерах.

Общая длина пути жидкости в трубах равна

, м (68)

где l_тр – длина труб в аппарате, м;

Z – число ходов по трубам.

Критерий рассчитывают по внутреннему диаметру трубы, т.е. d_э = d_в

, (69)

где ρ _тр; μ _тр – плотность и вязкость потока при его средней температуре.

Скорость жидкости в трубах определяют из уравнения:

, (70)

где f_тр – площадь сечения одного хода по трубам, м².

Расчетная формула для определения потерянного давления в трубном пространстве окончательно примет вид

. (71)

В межтрубном пространстве потери давления можно рассчитать по формуле:

. (72)

Скорость жидкости в межтрубном пространстве определяется по формуле:

, (73)

где f_мтр – самое узкое сечение межтрубного пространства, м².

Коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в межтрубном пространстве:

ξ _мтр1 = 1, 5 – вход или выход потока;

ξ _мтр2 = 1, 5– поворот через сегментную перегородку;

–коэффициент сопротивления пучка труб; (74)

где ;

Y_мтр - массовый расход потока в межтрубном пространстве;

ρ _мтр; μ _мтр – плотность и вязкость его;

dн – наружный диаметр трубы (при расчете критерия Re в межтрубном пространстве за эквивалентный диаметр принимается наружный диаметр трубок);

m - число рядов труб, омываемых теплоносителем в межтрубном пространстве.

Учитывая, что теплоноситель в межтрубном пространстве лишь часть пути движется поперек труб и, кроме того, он может протекать через щели между перегородками и кожухом или трубками, принимают приближенно число рядов труб, омываемых теплоносителем в межтрубном пространстве, равным половине числа труб в диагонали шестиугольника «b», которое с достаточной точностью определяется из выражения:

, (75)

где n – общее число труб в пучке теплообменника.

Число горизонтальных рядов труб в пучке теплообменника равно числу труб в диагонали шестиугольника. Таким образом, принимают:

. (76)

Сопротивление входа и выхода в межтрубное пространство следует также определять его по скорости потока в штуцера, расчет диаметра которых аналогичен выше приведенному.

Тогда расчетная формула для определения потерянного давления в межтрубном пространстве окончательно имеет вид:

, (77)

где x – число сегментных перегородок.

Число сегментных перегородок зависит от длины и диаметра аппарат. Поперечные перегородки в межтрубном пространстве часто размещают на таком расстоянии друг от друга, чтобы живое сечение продольного потока в сегментном вырезе перегородки было равно живому сечению поперечного потока у края перегородки. В стандартизированных теплообменниках это расстояние принимают половине внутреннего диаметра кожуха D_в. Тогда число сегментных перегородок равно

, (78)

где l_тр – длина трубы.

Технические характеристики конденсатора – холодильника:

Диаметр кожуха внутренний, мм 800

Диаметр труб наружный, мм 20

Диаметр труб внутренний, мм 16

Длина трубы, мм 4000

Число ходов по трубам 6

Общее число труб, шт 618

Площадь сечения одного хода по трубам, м² 0, 03

Площадь самого узкого сечения потока в межтрубном пространстве, м² 0, 065