Материал: borisenko

где tс – заданная продолжительность осушки осадка. По формуле (2.5) рассчитывается необходимая поверхность фильтрования Fоб, а затем выбирается стандартный фильтр с рабочей шириной ленты b, общей длиной вакуум камеры L, диапазоном допустимых скоростей движения ленты w*¸w*. Рассчитывается необходимая скорость движения ленты w = L/tц и если w*£ w £w* то определяется:

-необходимое число фильтров Nф = Fоб/(b×L);

-длина зоны фильтрования Lф = w×t;

-длина зоны промывки и осушки осадка Lпс = w×(tпр + tс).

Впротивном случае необходимо изменить принятое значение hо или выбрать в

каталоге другой стандартный фильтр.

2.7 Механические расчеты фильтров

Для листовых фильтров производится расчет цилиндрической обечайки, конического днища и эллиптической крышки корпуса фильтра на прочность от действия внутреннего избыточного давления, а также расчет фланцев в условиях многократного статического нагружения.

Фильтр-прессы. В качестве основной рабочей нагрузки для прочностного расчета плит и рам, прочности и устойчивости грузового винта и долговечности упорного подшипника электромеханического зажима используют сумму усилий, возникающих в момент фильтрования от внутреннего давления р и реакции прокладки:

P = p×(Fпл+3×Fу),

где Fпл– рабочая поверхность плиты,

Fу– поверхность уплотнения.

Барабанные вакуум-фильтры. Рассчитывают на прочность цапфы и их сварные соединения с торцовыми стенками барабана (барабан рассматривают как балку на двух опорах), торцовые стенки (круглая пластина с радиальными ребрами жесткости, нагруженная передаваемым от цапфы сосредоточенным моментом), цилиндрическую обечайку барабана, нагруженную гидростатическим давлением суспензии, усилием съема осадка и изгибающим моментом от силы тяжести барабана.

Дисковые вакуум-фильтры. Их наиболее нагруженный узел – ячейковый вал, расчетная схема которого сводится к балке на двух опорах, находящейся под действием распределенной статической нагрузки от собственной силы тяжести и нескольких сосредоточенных сил тяжести дисков. Рассчитывают также болтовые соединения фланцев отдельных секций, из которых собирается вал (нагружены изгибающим моментом в сечении стыка и крутящим моментом, который передает зубчатое колесо привода).

Мощность привода вращающихся вакуум-фильтров определяется суммированием и приведением к валу электродвигателя следующих моментов сил сопротивления его вращению: от неуравновешенности слоя осадка на барабане (дисках), от неуравновешенности фильтрата в ячейках (секторах) и коллекторах, от сопротивления съему осадка, от трения барабана (дисков) о суспензию, от трения в распределительных головках, от трения в подшипниках вала.

41

3 ТЕПЛООБМЕННАЯ АППАРАТУРА

Теплообменные аппараты предназначены для нагревания, охлаждения, испарения, конденсации технологических сред. Большинство процессов химической технологии связано с необходимостью подвода или отвода тепла, поэтому теплообменная аппаратура составляет 15-18% парка оборудования предприятий химической и нефтехимической промышленности.

Теплообменные аппараты классифицируют по следующим признакам:

1.По виду и материалу теплообменной поверхности: в виде металлических труб (кожухотрубчатые, "труба в трубе", оросительные, погружные змеевиковые, воздушного охлаждения); в виде металлических листов (пластинчатые, спиральные, сотовые); изготовленные из неметаллических материалов (графита, пластмасс, стекла).

2.По назначению: подогреватели, холодильники, испарители, конденсаторы.

3.По направлению движения теплоносителей: прямоточные, противоточные,

перекрестного тока.

Общие рекомендации по выбору конструкции теплообменника и схемы движения теплоносителей:

- при высоких давлениях теплоносителей предпочтительнее кожухотрубчатые теплообменники, причем в трубное пространство направляется теплоноситель с бо-

лее высоким давлением;

-коррозионный теплоноситель в трубчатых теплообменниках следует направлять по трубам, т.к. легче заменить трубу, чем корпус;

-загрязненный, дающий отложения теплоноситель следует направлять с той стороны поверхности теплообмена, которая более доступна для очистки (в змеевиках - наружная, в кожухотрубчатых - внутренняя);

-для улучшения теплообмена при неизменном агрегатном состоянии теплоносителей целесообразно увеличивать скорость того из них, которому соответствует меньший коэффициент теплоотдачи;

-при конденсации паров необходимо обеспечивать хороший отвод конденсата

степлообменной поверхности.

3.1 Основные закономерности процесса теплопередачи

В подавляющем большинстве теплообменных аппаратов тепло передается от одного теплоносителя к другому через разделяющую их стенку конвекцией и теплопроводностью. Количество тепла, передаваемого в единицу времени (тепловая нагрузка аппарата) определяется из уравнения теплового баланса:

Q = Q1×hп = Q2,

где hп - коэффициент полезного использования тепла в аппарате;

Q1, Q2 (Вт) - количество тепла, отдаваемого одним теплоносителем и воспринимаемого другим.

При неизменном агрегатном состоянии теплоносителя

42

Q= G × c × (tб – tм),

апри его изменении (кипение, испарение)

Q = G × r

Здесь G - расход теплоносителя (кг/с),

tб ,tм - его большая и меньшая температуры (оС),

c - его удельная теплоемкость (Дж/кг/К) при средней температуре, r - теплота испарения или конденсации (Дж/кг).

Поверхность теплообмена, необходимая для обеспечения тепловой нагрузки Q, определяется по формуле:

F = Q /K /Dtср,

где K - коэффициент теплопередачи (Вт/м2/К),

Dtср - средняя разность температур теплоносителей.

При прямоточном и противоточном движении жидких и газообразных сред

Dtср = (Dtб - Dtм)/ln(Dtб/Dtм),

где Dtб, Dtм - большая и меньшая разность температур теплоносителей на противоположных концах теплообменной поверхности. При смешанном и перекрестном движении полученное таким образом значение Dtср умножается на поправочный коэффициент

где R = (t11 – t12)/(t22 – t21), S = (t22 – t21)/(t11 – t21),

t11, t12 - начальная и конечная температура горячего теплоносителя, t21, t22 - начальная и конечная температура холодного теплоносителя.

Для плоской стенки и труб при отношении их наружного диаметра к внутрен-

нему dн/d £ 2 коэффициент теплопередачи определяется по формуле

K = (1/a1 + SRi +1/a2)-1,

где a1, a2 - коэффициенты теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке и от стенки к холодному (Вт/м2/K),

SRi - сумма термических сопротивлений разделяющей стенки, куда входят сопротивления слоев стенки dст i /lст i и слоев загрязнений Rз i = dз i /lз i с обеих сторон

стенки (м2×K/Вт). Здесь dст i, dз i - толщина i - го слоя стенки и загрязнения (м), lст i, lз i - коэффициенты теплопроводности их материалов (Вт/м/К). Значения dз i, lз i обычно неизвестны, поэтому значения Rз i либо берутся из справочников, либо их наличие учитывается умножением значения K, рассчитанного без учета загрязне-

ний, на коэффициент j (для аппаратов, не требующих частой очистки j = 0.7¸0.8, при активном выпадении осадков из теплоносителей j = 0.4 ¸0.5).

43

Значения коэффициентов теплоотдачи a1, a2 определяются из критериальных уравнений, форма которых в каждом конкретном случае зависит от условий теплоотдачи. В эти уравнения чаще всего входят следующие критерии:

Нуссельта Nu = a×l/ l,

где l - определяющий геометрический размер (м),

l - коэффициент теплопроводности теплоносителя (Вт/м/K);

Рейнольдса Re = w×l×r/m,

где w - скорость течения теплоносителя (м/с),

r (кг/м3), m (Па×с) - его плотность и динамическая вязкость;

Прандтля Pr = m×c/ l; Грасгофа Gr = g×l3×b×Dt/n2,

где b - коэффициент объемного расширения теплоносителя (1/K), Dt - разность его температур у стенки и в ядре,

n - кинематическая вязкость (м2/с).

Наиболее часто используемые формы уравнения теплоотдачи:

1.Теплоотдача при свободном движении теплоносителя (охлаждение кожухов аппаратов, трубопроводов окружающим воздухом):

Nu = А×(Gr×Pr)n,

где при Gr×Pr < 500 А = 1.18, n = 0.125;

при 500 £ Gr×Pr < 2×107 А = 0.54, n = 0.25; при Gr×Pr > 2×107 А = 0.135, n = 0.33.

Определяющая температура – средняя температура пограничного слоя t = (tст + tср)/2, где tст, tср - температура стенки и средняя температура теплоносителя. Определяющий размер - диаметр трубы или высота стенки.

В этом случае коэффициент конвективной теплоотдачи соизмерим с коэффициентом теплоотдачи лучеиспусканием

aл = 5.67×10-8×e×j×(Tст4 - Tср4)/( tст - tср),

где e - степень черноты поверхности (для масляной краски, окисленной стали e = 0.75¸0.9),

j - коэффициент, зависящий от геометрии поверхности и условий лучеиспускания (j = 1, если близлежащие поверхности имеют температуру окружающей среды),

Tст, Tср - абсолютные температуры.

Общий коэффициент теплоотдачи aо = a + aл.

2.Теплоотдача при вынужденном движении теплоносителя в трубах и кана-

лах (отношение длины канала к его эквивалентному диаметру l/dэ > 50):

турбулентный режим (Re >10000) – Nu = 0.021×Re0.8×Pr0.43×(Pr/Prст)0.25; переходный режим (Re = 2300¸10000) – Nu = 0.0015×Re1.09×Pr0.43×(Pr/Prст)0.25; ламинарный режим (Re < 2300) – Nu = 0.17×Re0.33×Pr0.43×Gr0.1×(Pr/Prст)0.25.

Определяющие параметры – tср и dэ = 4×S/P, где S,P - площадь поперечного сечения и периметр канала. При движении теплоносителя в изогнутых трубах (в змеевике) дополнительная турбулизация потока учитывается умножением правых частей

44

уравнений на коэффициент eR = 1+3.54×dн/D, где dн, D - наружный диаметр трубы и диаметр ее навивки.

3.Теплоотдача при поперечном (строго перпендикулярном) омывании тепло- носителем пучка труб:

- при Re >1000 – Nu = А×Ren×Pr0.36×(Pr/Prст)0.25,

где А = 0.22, n = 0.65 для шахматного расположения труб,

А= 0.4, n = 0.6 – для коридорного расположения;

-при Re <1000 – Nu = 0.56×Re0.5×Pr0.36×(Pr/Prст)0.25.

При расчете теплоотдачи в реальных кожухотрубчатых теплообменниках с перегородками в межтрубном пространстве правые части этих уравнений умножаются

на коэффициент изменения угла атаки ef ~ 0.6. Определяющие параметры – tср, dн, скорость в самом узком сечении пучка.

4.Теплоотдача при пленочной конденсации паров. В этом случае значение ко-

эффициента теплоотдачи определяется по формуле

где r - теплота конденсации пара при заданном давлении (Дж/кг);

rк, lк, mк - плотность, коэффициент теплопроводности и динамическая вязкость конденсата при температуре конденсации tк;

Dtк = tк – tст;

l - определяющий размер: для вертикального трубчатого конденсатора l = H (высота труб), С = 1.15; для горизонтального – l = dн, С = 0.72.

5.Теплоотдача при кипении жидкостей. При вынужденном движении жидко-

сти в трубах a = b3×λ2× Dtкип2 /(n×s×Tкип),

где b = 0.075 + 0.75×[rп/(rж - rп)]2/3,

rж, rп - плотности жидкости и пара;

Dtкип = tст – tкип, Tкип = tкип + 273оС;

tкип - температура кипения жидкости при заданном давлении;

n, s - кинематическая вязкость и коэффициент поверхностного натяжения жидкости (Н/м).

При пузырьковом кипении на наружной поверхности пучков труб

a = 600×j×p1.33×Dtкип2.33,

где j - экспериментально определяемый коэффициент (для воды j = 1),

р- давление в аппарате (МПа).

3.2Кожухотрубчатые теплообменники

Это самая распространенная конструкция теплообменной аппаратуры в химической промышленности (около 80% всех теплообменников - кожухотрубчатые). Они достаточно просты в изготовлении, надежны в эксплуатации и универсальны,

45