Расчет конденсатора-холодильника ректификационной колонны для разделения смеси ацетона и толуола

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Рассчитать конденсатор-холодильник ректификационной колонны для разделения смеси ацетона и толуола при следующих исходный данных: содержание низкокипящего компонента (НКК) в парах поступающих в конденсатор- холодильник- 98% масс; их количество 20000 кг/час. Среднее давление в аппарате 850 мм.рт.ст. Холодный теплоноситель - вода.

1. Технологический расчет

Технологический расчет конденсатора-холодильника включает в себя тепловой и гидравлический расчеты, в результате которых определяют необходимую поверхность теплообмена и основные размеры аппарата.

В конденсатор-холодильник поступает с верха колонны насыщенный пар, который полностью конденсируется, и затем конденсат охлаждается до требуемой температуры. Расчет подобного аппарата необходимо вести с учетом двух зон, отличных по условиям теплообмена ( зоны конденсации и зоны охлаждения). График распределения температур в конденсаторе-холодильнике показан на рис. 1.1.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис 1.1. График температурного режима конденсатора-холодильника:

I зона - зона конденсации;

II зона - зона охлаждения конденсата;

- начальная и конечная температура горячего теплоносителя, ?

- конечная температура конденсации смеси, ?

- начальная и конечная температура холодного теплоносителя, ?

??- промежуточная температура воды, ?

1.1 Расчет конденсатора-холодильника ректификационной колонны для разделения смеси ацетона и толуола

Холодный теплоноситель - вода

Начальная температура охлаждающей воды зависит в основном от ее источника и климатических условий. В летних условиях ее рекомендуется принимать в пределах 20-25 ?. Примем для расчета .

Очень важным является вопрос о конечной температуре воды. Чем она будет выше, тем меньше потребуется воды для охлаждения. Но это кажущаяся выгода, т.к. при более высокой конечной температуре воды происходит заметное выделение растворенных в ней солей, загрязняющих теплообменные поверхности, что приводит к увеличению их термического сопротивления. Кроме того, при более высокой температуре воды возрастают ее потери за счет испарения. Поэтому рекомендуется обеспечивать такой режим охлаждения, при котором температура воды, выходящей из аппарата, составит 40-50 ? . Примем для расчета

Горячий теплоноситель - смесь ацетона и толуола.

При определении начальной температуры горячего теплоносителя задача сводится к определению температуры на верху ректификационной колонны, из которой насыщенные пары смеси ацетона и толуола поступают в конденсатор-холодильник.

Эту температуру определяем по уравнению изотермы паровой фазы методом последовательных приближений (для ускорения расчета можно использовать графическую интерполяцию).

?=1;

где - мольная доля i-компонента в смеси;

- константа фазового равновесия i-компонента;

-давление насыщенного пара i-компонента;

- давление в аппарате.

С целью некоторого упрощения расчета давления в аппарате принимается постоянным. В реальных условиях давление на входе в аппарат выше на величину гидравлических сопротивлений.

По условию состав смеси задан в % масс. Произведем перерасчет в мольные доли по уравнению

где - массовые доли ацетона и толуола в смеси;

- их мольные массы.

Задаемся рядом температур в области температуры кипения чистого ацетона (НКК)

при Р=850 мм.рт.ст.: 50,60,70 ?. Для этих температур давление насыщенных паров составят соответственно: для ацетона 613; 861; 1190 мм.рт.ст; для толуола 98; 147; 204 мм.рт.ст.

Рассчитываем

50?:

60?:

70?:

Строим график - f(T).

Из построения при температура смеси на входе в конденсатор-холодильник .

Температура в конце первой зоны конденсатора-холодильника. Это температура конца однократной конденсации смеси. Она определяется по уравнению изотермы жидкой фазы также методом последовательных приближений.

?

Задаемся рядом температур в области температуры кипения чистого ацетона (НКК) при Р=850 мм.рт.ст.: 60,70,80 ?. Для этих температур давление насыщенных паров составят соответственно: для ацетона 861; 1190;1611 мм.рт.ст; для толуола 147; 204;299 мм.рт.ст.

Рассчитываем

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проведя аналогичные вычисления для приведенных выше температур, графической интерполяцией определим , она будет равна

Температура конденсата в конце первой зоны принимается на 15-20? выше температуры холодного теплоносителя на входе в аппарат.

Принимаем

1.2Тепловая нагрузка конденсатора-холодильника

Общая тепловая нагрузка конденсатора-холодильника складывается из тепловых нагрузок обеих зон. Тепловая нагрузка первой зоны с достаточной точностью может быть определена из выражения

где кг/с - количество горячего теплоносителя;

r- скрытая теплота конденсации исходной смеси, кДж/кг , определяется по правилу аддитивности:

где

= 520 кДж/кг;

=389 кДж/кг;

r=520 кДж/кг

кВт;

Тепловая нагрузка второй зоны определяется из выражения



где С- удельная теплоемкость смеси ;

Удельная теплоемкость смеси С определяется по правилу аддитивности при средней температуре конденсата во второй зоне.

где = 2,21 ; = 1,76 - удельные теплоемкости соответственно ацетона и толуола.

;

Общая тепловая нагрузка конденсатора-холодильника составляет

1.3 Расход воды в конденсаторе-холодильнике

Расход воды определяется из уравнения теплового баланса аппарата. Без учета потерь в окружающую среду (аппарат покрыт теплоизоляцией) все тепло, отданное горячим теплоносителем, будет принято холодным теплоносителем, т.е. :

где - расход воды, кг/c;

=4,1842 - удельная теплоемкость воды при ее средней температуре в аппарате

Откуда

=

Промежуточная температура воды ф в конце первой или в начале второй зоны определяется из уравнения теплового баланса любой из зон.

Тепловой баланс первой зоны имеет вид

Откуда

ф=

1.4 Выбор типа холодильника-конденсатора

Для ориентировочного выбора типа конденсатора-холодильника из уравнения теплопередачи рассчитывается поверхность теплообмена аппарата

где К - коэффициент теплопередачи,;

- средний температурный напор,?.

На основании практических данных для водяного конденсатора-холодильника принимаем коэффициент теплопередачи К= 300 .

Средний температурный напор (средняя разность температур) определим по формуле Грасгоффа

Где

Тогда поверхность теплообмена будет равна

Руководствуясь рекомендациями по проектированию поверхностных теплообменников, направляем холодный теплоноситель - воду в трубное пространство, а горячий - в межтрубное. Примем скорость воды в трубах w=1 м/с и определим площадь сечения одного хода по трубам, обеспечивающего принятую скорость

где = 995 кг/ - это плотность воды при ее средней температуре в аппарате.

По полученному числовому значению поверхности теплообмена и площади сечения одного хода по трубам выбираем конденсатор - холодильник с неподвижными трубными решетками, горизонтальный. ГОСТ 15121, ГОСТ 15118.

Краткая техническая характеристика аппарата:

Диаметр кожуха внутренний, мм 1200

Диаметр труб наружный, мм 20

Толщина стенки трубы, мм 2

Длина трубы, мм 6000

Число ходов по трубам 1

Площадь сечения одного хода по трубам, 0,342

Площадь самого узкого сечения потока в межтрубном пространстве, 0,145

Поверхность теплообмена, 641

1.5 Уточненный расчет поверхности теплопередачи

Общая поверхность теплопередачи равна суммарной поверхности двух зон

1.5.1 Средние температурные напоры по зонам аппарата

Горячий и холодный теплоносители движутся в аппарате перекрестным током, поэтому с достаточной точностью средний температурный напор для каждой зоны можно определить по формуле Грасгоффа для случая чистого противотока

1.5.2 Средние температуры теплоносителей по зонам

В большинстве критериальных уравнений теплоотдачи значения теплофизических констант теплоносителя отнесены к его средней температуре, которая определяется следующим образом.

Для того теплоносителя, у которого температура изменяется в теплообменнике на меньшее число градусов, средняя температура определяется как средняя арифметическая между начальной и конечной температурами

Для второго теплоносителя среднюю температуру находят из выражения

В рассматриваемом случае

I зона

II зона

1.5.3 Коэффициент теплоотдачи б и теплоотдачи К по зонам конденсатора-холодильника

Коэффициент теплоотдачи со стоны воды в первой зоне зависит от режима ее движения, определяемого критерием Рейнольдса

где и - плотность и вязкость воды при ее средней температуре в рассматриваемой зоне конденсатора-холодильника ( 29,96?)

= 995,9 кг/; Пас;

=0,016 м- внутренний диаметр трубы;

w- скорость воды в трубах.

где =0,05-площадь сечения хода по трубам.

Режим движения турбулентный, поэтому коэффициент теплоотдачи со стороны воды определяем по уравнению

где - критерий Прандля;

С_Я| -- удельная теплоемкость воды;

л_н1 - коэффициент теплопроводности воды;

;

Множитель (Pr/Pr_cr), учитывающий направление теплового потока, близок к единице, когда температуры жидкости и стенки не сильно отличаются друг от друга. У капельных жидкостей с возрастанием температуры величина критерия Рг уменьшается. Следовательно, для капельных жидкостей при иагревании Рг/Рг_ст> I, а при охлаждении Pr/Prc<1.На этом основании при проектировании теплообменников в расчете коэффициентов теплоотдачи для нагревающихся жидкостей можно принимать (Рг/Ргст)⁰'²⁵^=1, допуская небольшую погрешность в сторону уменьшения а, т.е. в сторону запаса. Для охлаждающихся жидкостей, когда Рг/Р_Г(гг>0,5, с достаточной точностью можно принимать среднее значение (Pr/Prcr)⁰"²⁵, равное 0,93.

В рассматриваемом случае вода нагревается. Принимаем .

Тогда

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующихся паров к наружной поверхности горизонтальной трубы рассчитывается по формуле

где е- коэффициент, учитывающий уменьшение коэффициента теплоотдачи вследствие утолщения пленки конденсата на трубах, расположенных ниже в пучке

е = 0,7 при n<100

е = 0,6 при n > 100.

- соответственно коэффициент теплопроводности, плотность, удельная теплота конденсации и вязкость конденсата при температуре конденсации;

-ускорение силы тяжести, м /;

-удельный тепловой поток, Вт/;

=0,02м - наружный диаметр трубы.

где масс. Ацетона и толуола в конденсате.

=0,160 =0,128

где ;

где Пас; Пас;

-мольные доли ацетона и толуола в конденсате;

где

Таким образом, коэффициент теплопередачи зависит от удельного теплового потока, величину которого определяют методом последовательных приближений. При этом учитывают, что при установившемся режиме процесса теплопередачи, количество тепла, выделяемого при конденсации пара, должно равняться количеству тепла, передаваемого через стенку и загрязнения, и количеству тепла, отдаваемого холодному теплоносителю.

Из основного уравнения теплопередачи и уравнения аддитивности термических сопротивлений следует, что

Подставляя сюда выражения для , можно получить одно уравнение относительно неизвестного теплового потока

где А=52321,357 для рассматриваемого случая;

=

=0,002 м -толщина стенки трубы;

=46,5 Вт/ - теплопроводность углеродистой стали;

=5800 Вт/ - тепловая проводимость загрязнений со стороны конденсат;

2900 Вт/ - тепловая проводимость загрязнений со стороны воды.

= Вт/

=3388,3 Вт/; Д, тогда

f(q)=

в качестве первого приближения примем ориентировочное значение удельной тепловой нагрузки равной

Примем второе значение

Примем третье значение =25000

Примем четвертое значение =29000

Строи график зависимости f(q)-q

Из построения для f(q)=0

q=21920

Во второй зоне происходит охлаждение конденсата. Теплоотдача от конденсата к наружной поверхности трубного пучка происходит при поперечном омывании труб. Выбор формулы для подсчета коэффициента теплоотдачи от горячего теплоносителя к наружной поверхности пучка труб также зависит от критерия Рейнольдса при средней температуре конденсата в этой зоне равной =52,19?

Теплофизические свойства равны:

Теплопроводность =0,139885 Вт/м

Динамическая вязкость =0,246 Пас;

Теплоемкость =2242 Дж/кгград;

Плотность =757,6 кг/.

Скорость конденсата в узком сечении межтрубного пространства

где =0,145 - площадь самого узкого сечения п

отока в межтрубном пространстве

В случае поперечного омывания пучка труб теплоносителем за определяющий линейный размер при определении критерия Рейнольдса в межтрубном пространстве аппарат принимается наружный диаметр труб. Тогда

Полученное числовое значение критерия Рейнольдса указывает на переходный режим движения теплоносителя и на необходимость расчета коэффициента теплоотдачи от конденсата к наружной поверхности пучка труб по уравнению:



Поскольку в рассматриваемой зоне конденсат охлаждается, то последний множитель в данном уравнении может быть принят равным 0,93. Критерий Прандтля рамен

Тогда

Определим коэффициент теплоотдачи со стороны воды во второй зоне при средней ее температуре равной 25,59?.

Физические параметры воды при этой температуре:

Плотность =996,3 кг/;

Вязкость=0,8904Пас;

Теплопроводность =0,607 Вт/мград;

Теплоемкость = 4185 Дж/кгград;

Поскольку плотность воды в первой и второй зонах мало изменяется, то и объемный расход ее и, следовательно, скорость останутся прежними, т.е. w=1 м/с.

Тогда



Режим движения теплоносителя турбулентный, поэтому коэффициент теплоотдачи со стороны воды по уравнению

Коэффициент теплопередачи во второй зоне с учетом тепловых сопротивлений стенки и загрязнений труб будет рамен

1.5.4 Поверхность конденсатора-холодильника

Для первой зоны:

Для второй зоны:

Общая поверхность теплопередачи

В результате уточненного расчета поверхности теплопередачи принимаем ГОСТ 15121, ГОСТ 51118 кожухотрубчатый конденсатор-холодильник, с неподвижными трубными решетками, горизонтальный.

Диаметр кожуха -800 мм.

Диаметр труб наружный -20 мм.

Длина труб - 4000 мм.

Число ходов по трубам - 1.

Поверхность теплообмена - 180 .

В выбранном теплообменнике запас поверхность

Д=

2. 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 ДР на преодоление сопротивления трения и местных сопротивлений в трубном пространстве определяется по формуле:

где л - коэффициент трения;

L - длина пути жидкости;

- эквивалентный диаметр;

- сумма коэффициентов местных сопротивлений;

с - плотность вещества потока, кг/;

w - скорость потока, м/с;

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

где е = ?/d - относительная шероховатость труб;

? - высота выступов шероховатостей.

Коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в трубном пространстве:

= 1,5 - входная или выходная камеры;

=2,5 - поворот между ходами;

=1,0 - вход в трубы или выход 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:

где V - объемный расход теплоносителя, м³/с; Y - массовый расход теплоносителя, кг/с; w - допустимая скорость потока, м/с; р - плотность вещества потока, кг/м³. В случае паро-жидкостного потока плотность его определяют из выражения

где с_ж- плотность жидкой фазы, кг/м³;

с_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 2.1

Таблица 2.1

Среда и условия движения	Скорость м/с
Маловязкие жидкости (до 0,01 Пас) при перекачивании насосом	0,5 - 3,0
Вязкие жидкости (свыше 0,01 Пас) при перекачивании насосом	0,2 - 1,0
Жидкости (конденсаты) при движении самотеком	0,1-0,5
Пар насыщенный	15 - 25
Пар перегретый (газы)	20 - 50
Паро - жидкостный поток в пересчете на однофазный жидкостный поток	0,5 - 1,0

По рассчитанным значениям диаметров штуцеров принимают

нормализованные диаметры, значения которых приведены ниже

d_HI; 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

где - длинна труб в аппарате, м

Z - число ходов по трубам.

Критерий рассчитывают по внутреннему диаметру трубы, т.е.

где ; - плотность и вязкость потока при его средней температуре.

Скорость жидкости в трубах определяют из уравнения



где - площадь сечения одного хода по трубам, .

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

В межтрубном пространстве потери давления можно рассчитать по формуле

Скорость жидкости в межтрубном пространстве определяется по формуле

где - самое узкое сечение межтрубного пространства, .

Коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в межтрубном пространстве:

= 1,5 - вход или выход потока;

= 1,5 - поворот через сегментную перегородку;

= - коэффициент сопротивления пучка труб;

где

- массовый расход потока в межтрубном пространстве;

; - плотность и вязкость его;

-наружный диаметр трубы;

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 приближено число рядов труб, омываемых теплоносителем в межтрубном пространстве, равным половине числа труб в диагонали шестиугольника «b», которое с достаточной точностью определяется из выражения:

где n - общее число труб в пучке теплообменника равно числу труб в диагонали шестиугольника. Таким образом, принимают

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:

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 . Тогда число сегментных перегородок равно

где - длина трубы.

2.1 Гидравлический расчет выбранного кожухотрубчатого конденсатора-холодильника

Технические характеристики конденсатора - холодильника

Диаметр кожуха внутренний =800 мм

Диаметр труб наружный =20 мм

Диаметр труб внутренний =16 мм

Дина трубы =4000 мм

Число ходов по трубам Z=1

Общее число труб n=717

Площадь сечения одного хода по трубам = 0,144

Площадь самого узкого сечения потока в межтрубном пространстве =0,069

2.1.1 Расчет диаметра штуцеров

В трубное пространство в рассматриваемом случае подается вода в количестве =49,77 кг/с.

Учитывая незначительное изменение плотности воды с изменением температуры, примем ее значение при средней температуре воды в аппарате. В этом случае диаметры входного и выходного штуцеров трубного пространства будут равными.

Ориентировочное значение скорости воды в штуцерах согласно таблице 2.1 примем равным 2 м/с. Тогда

Принимаем стандартизированное значение = 200 мм.

Уточненное значение скорости в штуцерах составит

В межтрубном пространстве поступает смесь ацетона и толуола в количестве 5,555 кг/c в виде насыщенных паров при температуре 60? и давлении 850 мм.рт.ст.

Плотность поступающей смеси на основании уравнения Менделеева-Клапейрона может быть рассчитана по формуле

где Р - давление, Па;

Т - температура, °К;

- универсальная газовая постоянная;

М - средняя мольная масса смеси, кг/кмоль;

В рассматриваемом случае =58; = 92 - мольные массы соответственно ацетона и толуола.

=0,98;=0,02 - мольные доли.

Тогда плотность поступающей смеси в аппарат будет равна

Ориентировочное значение скорости насыщенного пара во входном штуцере согласно таблице 2.1 принимаем равным20 м/с. Тогда

Принимаем = 400 мм.

Уточненное значение скорости во входном штуцере составит

Из межтрубного пространства выходит конденсат смеси при температуре 40? в количестве 5,555 кг/с. Ориентировочное значение скорости его в выходном штуцере примем равным 0,5м/c. Тогда

Принимаем = 150 мм.

Уточненное значение скорости в выходном штуцере составит

Из технологического расчета =19895,1, =1 м/c.

Рассчитываем коэффициент трения

2.1.2 Гидравлическое сопротивление трубного пространства

Потерянное давление в трубном пространстве будет равно

2.1.3 Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства

При пленочное конденсации на наружной поверхности труб основной объем межтрубного пространства занимает пар. Поэтому пучок труб оказывает гидравлическое сопротивление главным образом движению потока пара. Следовательно, при расчете потерянного давления в межтрубном пространстве необходимо использовать физические параметры насыщенного пара смеси при температуре 60? равна 748 кг/. Вязкость паров смеси при этой температуре = 0,232 Па с определенна по формуле

где - соответственно мольные массы смеси, ацетона и толуола;

и - мольные доли ацетона и толуола;

=0,230 Пас; =0,381 Пас - динамические вязкости ацетона и толуола при температуре 60?.



Откуда

Тогда

Число рядов труб, омываемых теплоносителем в межтрубном пространстве:

Число сегментных перегородок равно:

конденсатор холодильник теплообмен

Теперь мы имеем все данные, необходимые для расчета потерянного давления в межтрубном пространстве по уравнению, приведенному выше:

Таким образом, гидравлический расчет конденсатора - холодильника показал, что сопротивление трубного пространства составило 6903Па; межтрубного пространства 33685 Па.

Диаметры входного и выходного штуцеров холодного теплоносителя одинаковы и равны 200 мм. Диметр входного штуцера горячего теплоносителя равен 400мм, а выходного 150мм.

Размещено на Allbest.ru

...