Расчет установки для абсорбции диоксида углерода водой

Выразим коэффициент массоотдачи b_x в выбранной для расчета размерности по формуле (3.29)

Значение m можно найти графически, оно равно среднему значению тангенса угла наклона линии равновесия на X–Y– диаграмме. Линия равновесия изображена на рис. 3.1 коэффициент распределения вещества по фазам m= 61,65.

Коэффициент массопередачи по газовой  фазе K_y вычислим по формуле (3.24)

Поперечное сечение абсорбера  рассчитаем по формуле

. (3.35)

Коэффициент смачиваемости насадки y при орошении колонны водой можно определить из следующего эмпирического уравнения /6, стр. 369/

,  (3.36)

где A=1,02, b=0,16, p=0,4 для колец внавал.

Высоту единицы переноса определяем согласно уравнению (3.23)

Высоту насадки H, м, в аппарате определяем по уравнению (3.22), количество единиц переноса было определено ранее в пункте 3.2.4, оно равно 2,3.

Принимаем высоту насадки равной 4 м.

Общую высоту абсорбционной колонны определяют с учетом требований /5/, добавляя к высоте насадочной части (4 м) высоту кубовой (2,8 м) и сепарационной (1,6 м) частей, разрывов для установки перераспределительных тарелок (1,425 м и 0,5 м), высоту опоры (2 м), высота днища и крышки аппарата (0,6 м).

5. Определение гидравлического сопротивления абсорбера

Гидравлическое сопротивление  сухого насадочного абсорбера DP_сн, Па, рассчитывают /1, стр. 461/:

,  (3.37)

где l – эффективный коэффициент трения; d_эн – эквивалентный диаметр насадки, м; e – относительный свободный объем насадки, .

Число Рейнольдса для движения газа в насадке:

,  (3.38)

где s_н – относительная поверхность насадки, ; m_y – динамическая вязкость газовой смеси при рабочих условиях, Па×с.

Для насадки, которая загружена  навалом, эффективный коэффициент  трения при Re > 40 /1, стр. 461/

,  (3.39)

.

Гидравлическое сопротивление  сухого насадочного абсорбера DP_сн, Па, рассчитываем по уравнению (3.38)

.

Гидравлическое сопротивление  насадочного абсорбера со смоченной  насадкой DP_см, Па, можно рассчитать по формуле:

,  (3.40)

где L_м и G_м – массовые расходы жидкости и газа через абсорбер соответственно, .

6. Расчет диаметров штуцеров и труб

Для расчетов диаметров штуцеров и  труб служит следующее уравнение /3, стр. 16/:

,  (3.41)

где w_р - рекомендуемая среднерасходная скорость перемещения среды в штуцере, м/с.

Определяем диаметр основных технических  штуцеров для подвода и отвода жидкой смеси.

Примем штуцер с D_y=100 мм с толщиной стенки 3,5 мм /4/.

Определяем диаметр основных технических  штуцеров для подвода и отвода газовой смеси.

Примем штуцер с D_у=250 мм толщиной стенки 3 мм /4/.

 

4. ПОДРОБНЫЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ ПОГЛОТИТЕЛЯ

1. Тепловой баланс

Тепловая нагрузка:

,  (4.1)

где  G₁ - расход поглотителя, ; с₁ - средняя теплоемкость, ; t_н1 - начальная температура теплоносителя, °C; t_к1 - конечная температура теплоносителя, °С.

Средняя температура поглотителя в теплообменнике:

.  (4.2)

Теплоемкость поглотителя (воды) при средней температуре с=4,185×10³ .

Тепловая нагрузка, согласно уравнению (4.1) составляет:

В качестве второго теплоносителя  используется захоложенная вода с начальной температурой 10 °C и конечной – 18 °C.

По определенной по уравнению (4.1) тепловой нагрузке определяются неизвестные параметры второго теплоносителя /1/:

,  (4.3)

где G_воды - массовый расход охлаждающего теплоносителя, ; - начальная температура охлаждающего теплоносителя, °C; - конечная температура охлаждающего теплоносителя, °C; с_воды - теплоемкость охлаждающего теплоносителя, при средней температуре 14 °C, рассчитанной по формуле (4.2), равная 4190 /4/.

2. Определение ориентировочной поверхности теплообмена

Для определения ориентировочной  поверхности теплообмена служит уравнение/4/:

 

,  (4.4)

где  К_ор - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи; Dt_ср - средняя разность температур; Q - тепловая нагрузка, определенная по уравнению (4.1), Вт.

Расчет средней разности температур производится с учетом движения теплоносителей. Т.к. при теплообмене в данном конкретном случае наблюдается чистый противоток, то все дальнейшие расчеты производятся для этого вида движения теплоносителей.

Распределение температур теплоносителей на концах теплообменника представлено на рисунке 4.1.

 

Распределение температур теплоносителей на концах теплообменника

Вода                10 °C 18 °C

Поглотитель 18 °C 32 °C

Рис. 4.1.

 

Для определения разности температур на концах теплообменника служат следующие уравнения:

,  (4.5)

,  (4.6)

где - начальная температура поглотителя, °C; - конечная температура поглотителя, °C; - начальная температура охлаждающего теплоносителя, °C; - конечная температура охлаждающего теплоносителя, °C.

В виду того, что

,

то средняя разница температур определяется

,  (4.7)

.

Примем минимальное значение коэффициента теплопередачи 800 . При этом ориентировочное значение поверхности теплообмена составит (3.4)

.

3. Выбор теплообменника

Для теплоносителей, которые движутся по трубам и не меняют своего агрегатного состояния, необходимо принять такое количество труб в одном ходе теплообменника n_x, чтобы обеспечивалось их турбулентное движение. Примем число Рейнольдса для теплоносителя в трубах Re » 15000. Тогда турбулентное движение будет обеспечиваться при

,  (4.8)

где n – общее число труб теплообменника; z – количество ходов трубного пространства; d – внутренний диаметр труб теплообменника, м; m – вязкость теплоносителя в трубах при средней температуре, Па×с. Обычно d для теплообменников 0,016 и 0,021 м.

В трубное пространство целесообразно  направить теплоноситель, наиболее загрязняющий поверхность нагрева, т.е. холодный теплоноситель – захоложенную воду.

Вязкость воды при средней температуре  14 °С m=1,186×10^-3 Па×с.

В соответствии с определенной поверхностью теплообмена и количеством труб теплообменника для использования  в процессе теплообмена принимается  теплообменник с /3/:

Диаметр кожуха, мм	1200
Диаметр труб, мм	20´2
Общим числом труб, шт.	1658
Числом ходов	2
Длиной труб, м	6
Поверхность теплообмена, м2	625,0

 

4. Уточнение Dt_ср.

Уточнение Dt_ср проводят только в том случае, когда выбран многоходовой теплообменник.

Уточненное значение Dt_ср рассчитывают по уравнению

,  (4.9)

где e_t – поправочный коэффициент, Dt_ср.л. – средняя разность температур, рассчитанная для противотока теплоносителей.

Величина e_t зависит от схемы движения теплоносителей и рассчитывается по методике /4/. Значение e_t берется из специальных графиков. Для определения e_t необходимо определить

 (4.10)

 (4.11)

Величина e_t равна 0,99 /4/.

Уточненное значение Dt_ср

.

Среднюю температуру поглотителя рассчитываем как среднее арифметическое его начальной и конечной температур (4.2).

Средняя температура второго теплоносителя  определяется как

 (4.12)

В дальнейших расчетах соответственно определенным температурам берут все физические свойства.

5. Определение коэффициента теплоотдачи для поглотителя

Принимаем температуру стенки со стороны  горячего теплоносителя  равной 23,3 °C.

Температурный напор со стороны  поглотителя составляет /1/:

,   (4.13)

где - температурный напор со стороны поглотителя, °C; - температура стенки со стороны поглотителя, °C.

Перед выбором уравнения для  расчета критерия Нуссельта необходимо определить режим течения теплоносителя. Для определения режима течения теплоносителя служит критерий Рейнольдса:

,  (4.14)

где w - скорость движения теплоносителя в теплообменнике, м/с; d_э - эквивалентный диаметр, м; - плотность теплоносителя, ; m - динамический коэффициент вязкости, Па×с.

Для определения скорости движения поглотителя в межтрубном пространстве служит следующее уравнение:

,  (4.15)

где G - массовый расход поглотителя; r - плотность поглотителя в межтрубном пространстве теплообменника при температуре 25 °С, 997  /4/; S_м-тр - площадь сечения потока между перегородками теплообменника, 0,176 м² /3/.

После определения всех составляющих уравнения для расчета критерия Рейнольдса можно рассчитать (4.14), в  качестве определяющего размера  принимаем наружный диаметр труб:

При турбулентном движении теплоносителя в межтрубном пространстве уравнение для определения числа Нуссельта для поглотителя /4/

 (4.16)

Критерий Нуссельта равен

  (4.17)

Следовательно, коэффициент теплоотдачи  для поглотителя

Относительная тепловая нагрузка определяется из выражения

,  (4.18)

Для паровоздушной смеси 

6. Определение коэффициента теплоотдачи для охлаждающей воды

Температура поверхности стенки со стороны второго теплоносителя (охлаждающей воды) определяется по уравнению /2/:

,  (4.19)

где Sr_ст - суммарное термическое сопротивление стенки и ее загрязнений, ;

Расчет суммарного термического сопротивления  стенки производится по  
формуле /2/:

  (4.20)

где  d_ст - толщина стенки, равная 0,002м /3/; l_ст - коэффициент теплопроводности материала стенки (стали), 46,5 /4/; r₁ и r₂ - термические сопротивления загрязнений стенок со стороны поглотителя и охлаждающей воды, /4/.

После определения неизвестных  величин по уравнению (4.19) рассчитывается температуры стенки со стороны воды:

Температурный напор со стороны  охлаждающей воды составляет

,   (4.21)

где - температурный напор со стороны охлаждающей воды, °C; - температура стенки со стороны охлаждающей воды, °C.

Для расчета коэффициента теплоотдачи  для воды необходимо выбрать уравнение для расчета критерия Нуссельта. Перед выбором уравнения для расчета критерия Нуссельта необходимо определить режим течения теплоносителя в трубах.

Для определения скорости движения охлаждающей воды в трубах служит следующее уравнение /4/:

,  (4.22)

где  G₂ - массовый расход воды, ; n - число труб выбранного теплообменника, равное 1658 шт.; d _экв - внутренний диаметр труб теплообменника, м;

Эквивалентный диаметр труб теплообменника, равен для круглых труб, полностью заполненных средой, их диаметру.

Это значение соответствует переходному режиму движения воды в трубах, приближенное значение коэффициента теплопередачи можно определить по графику, приведенному /4/.

Для расчета a_воды служит следующая система уравнений: