CC BY
35
многом подобно твердым сферическим частицам. Это позволяет упростить расчеты, связанные с определением некоторых гидродинамических параметров.
• Определить массообменные параметры абсорбционно-мембранного процесса поглощения углекислого газа водным раствором ПАВ и оценить эффективность данного процесса.
• Исследовать влияние типа ПАВ на процесс массопередачи и поведение нанопузырьков. Наличие в системе ПАВ, как правило, снижает эффективность массопередачи. В то же время, как уже отмечалось, наличие ПАВ во многом способствует образованию нанопузырьков, так как, во-первых, снижается поверхностное натяжение и стабилизируется поверхность пузырька, а во-вторых, ПАВ препятствуют коалесценции пузырей. Таким образом, наличие ПАВ производит двусторонний эффект: с одной стороны ПАВ способствуют образованию маленьких, монодисперсных пузырьков, а с другой стороны препятствуют процессу массопереноса. Кроме того, процесс массопереноса из пузырьков в присутствии ПАВ очень мало изучен. Поэтому, очень важно исследовать влияние на этот процесс ПАВ различной природы - катионных, анионных, неионных.
Как уже отмечалось выше, нано- и микропузырьки имеют многочисленные применения в технике и в научных исследованиях. Важным свойством нано- и микропузырьков, полученных с помощью пористых мембран является их монодисперсность. Это отмечалось рядом исследователей. Монодисперсность микропузырьков во многом облегчает расчеты, связанные с их гидродинамикой и массообменном. Таким образом, научное исследование монодисперсных пузырьков имеет большие преимущества перед исследованием полидисперсных пузырьков.
Подводя итоги всему вышесказанному, можно сделать вывод, что благодаря своим уникальным свойствам, нано - и микропузырьки имеют огромные перспективы по их использованию в различных областях научных исследований и технологии.
УДК 66.011
А.А. Александрова, И.К. Кузнецова, Е.А. Дмитриев
Российский химико-технологический университет им. Д.И. Менделеева, Москва, Россия.
ОПТИМАЛЬНЫЕ ПО ТЕХНО-ЭКОНОМИЧЕСКИМ КРИТЕРИЯМ КОНСТРУКЦИИ КОЖУХОТРУБНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ, ПОЛУЧЕННЫЕ С ПОМОЩЬЮ ГРАФИЧЕСКОГО МЕТОДА.
Designs of shell-and-tube heat exchangers with a triangular arrangement of pipes are investigated. On the basis of a graphic method optimum parities of lengths of pipes and diameters of a shell, and also baffles spacing and quantity of them are found at various number of passes and heat charge. It is shown, that the choice of optimum designs heat exchangers is made on the basis of economic criteria which can be applied as directly, and through technical parameters and constructive characteristics.
Исследованы конструкции кожухотрубных теплообменников с треугольным расположением труб. На основе графического метода найдены оптимальные соотношения длин труб и диаметров кожуха, а также количество межтрубных перегородок и расстояние между ними при различном числе ходов и тепловых нагрузок. Показано, что выбор оптимальных конструкций теплообменников производится на основе экономических критериев, которые могут быть применены как непосредственно, так и через технические параметры и конструктивные характеристики.
Оптимизация оборудования химико-технологических производств в настоящее время основывается, главным образом, на экономических критериях. Однако
конструкции установок, имеющие минимальную стоимость или цену, часто не являются однозначно наиболее выигрышным вариантом, т.к. могут не удовлетворять дополнительным техническим условиям. Одним из методов оптимизации теплообменного оборудования, позволяющим расширить область поиска экономически выгодного решения, является графический метод, отличающийся возможностью визуализации полученных результатов. В данной работе оптимальные варианты конструкций находятся в области, ограниченной кривыми, образованными на основании двух параметров: - гидравлических сопротивлений трубного ЛР( и межтрубного ЛРц пространств. Особенностью применения графического метода для теплообменников является использование при оптимизации предельных значений технологических параметров и характеристик конструкций, которые представляют собой обобщение практического опыта, позволяющего минимизировать затраты.
Для выявления области оптимальных конструкций кожухотрубных теплообменников на графике в координатах гидравлических сопротивлений нанесены кривые, соответствующие выбранным параметрам процесса и геометрическим размерам. Для построения в первую очередь необходимо задать область предельных значений гидравлических сопротивлений в зависимости от заданной конструкции теплообменника: в данном случае для кожухотрубного теплообменника с закрепленными в трубной решетке трубами приняты максимальные значения гидравлического сопротивления в трубном ЛР( =70 кПа и в межтрубном ЛР^. =14 кПа пространствах. Интервалы других параметров, определяющих процесс теплообмена, были заданы в основном нижними и верхними значениями, а именно: для невязких теплоносителей скорости в трубах = 1,0 ^2,2 м/с, скорости в межтрубном пространстве V, = 0,3 ^0,8 м/с, отношение расстояния между перегородками в межтрубном пространстве к диаметру кожуха Яь 0,2^1, длина труб Ь 1^4 м и максимальное значение диаметра кожуха = 1 м. Преобразования исходных интервалов в значения гидравлических сопротивлений трубного и межтрубного пространств для графического представления были сделаны на основе уравнений гидродинамики и теплообмена для кожухотрубных теплообменником с треугольным расположением труб в пучке. Типичные результаты расчета представлены на Рис 1, где выделена область оптимальных конструкций кожухотрубных теплообменников, удовлетворяющих всем наложенным ограничениям.
АР,, Па
1 8000
1 6000 14000 1 2000 1 С000 Ш00 6000 4000 2000
1
1,
! 1 ! /У/
! 1 \ 1
-\Л=1 тГс
— -\1=2,2т/с
— 0,3т,'с - 'У£=С1,6т/с
■.....1_=1 ,3т
.....!_=3т
---ЯЬ=0,2
-Ит^1
-Ит^2
10000 20000 3000С 40000 50000 60000 70000 60000
ЛРь Па
Рис. 1. Область оптимальных конструкций кожухотрубных теплообменников. Тепловая нагрузка О = 1,32 МВт, число ходов z = 2.
Полученная область соответствует диапазону гидравлических сопротивлений по трубному пространству АР( 7 ■ 37 кПа и по межтрубному пространству ЛРц 1 ■ 12 кПа. Она ограничена скоростями по трубному пространству тщ = 1,0 м/с и тах = 2,2 м/с, скоростями по межтрубному пространству у5 ип = 0,3 м/с и тах = 0,8 м/с и отношением Яья,= 1. Для этой области также выполняются условия Яья,> 0,2 и < 1 (соответствующая предельным диаметрам кривая на графике не нанесена, т.к. практически совпадает с осью ординат). Длина труб теплообменников области оптимальных конструкций лежит в интервале от 1,27 до 3,00 м при значениях диаметра кожуха 0,39 ■ 0,55 м. На графике выделенная область довольно велика, что соответствует большому числу вариантов конструкций.
Для оценки влияния числа ходов ъ были проведены расчеты при ъ = 1, 2, 4, 6 при постоянной тепловой нагрузке. В частности, при Q=1,32 МВт уменьшение числа ходов до ъ = 1 приводит к смещению области в зону более высоких гидравлических сопротивлений в межтрубном пространстве (^Р^ = 4 ■ 13 кПа) и меньших в трубном пространстве (АР{ 5 ^20 кПа). Происходит сужение области (по сравнению с ъ = 2) и сдвиг ее влево и вверх по графику: сверху она ограничена максимальным значением скорости по межтрубному пространству (0,8 м/с) и слева - минимальным значением скорости по трубному пространству (1 м/с). Движение теплоносителей осуществляется в турбулентном режиме, но в трубном пространстве с относительно невысокими скоростями (около 1 м/с), тогда как между трубами их скорости близки к предельным.
С увеличением числа ходов область оптимальных решений смещается вправо и вниз, т.е. в зону меньших гидравлических сопротивлений по межтрубному пространству ЛРц и больших гидравлических сопротивлений по трубному пространству, причем наиболее это выражено при ъ = 6. Наибольшая площадь заштрихованной области, и максимальное число вариантов оптимальных конструкций теплообменников наблюдается при ъ = 4. При максимальном числе ходов ъ = 6 область сдвинута вниз и вправо и ограничена минимальными значениями скоростей по межтрубному (0,3 м/с) и трубному (1 м/с) пространствам, значением = 0,2 и предельным значением гидравлического сопротивления трубного пространства 70 кПа. Большая часть области соответствует низким значениям гидравлического сопротивления межтрубного ЛРц (начиная с 1 кПа) и высоким значениям трубного АР( (16 ^70 кПа) пространств. В таких теплообменниках теплоносители в трубном пространстве перемещаются с высокими скоростями, но не более 2 м/с исходя из положения оптимальной области, а в межтрубном пространстве в турбулентном режиме движения, но с относительно низкими скоростями - несколько выше минимума 0,3 м/с.
Основные размеры, площадь и стоимость оптимальных конструкций теплообменников представлены в Таблице.
Таблица 1. Зависимость параметров теплообменников области оптимальных конструкций и их стоимости от числа ходов z. Тепловая нагрузка О = 1,32 МВт
Число ходов z Диаметр кожуха DS, м (min, max) Длина труб L, м (max, min) Число межтрубных перегородок (max, min) Расстояние между перегородкам и, м Площадь, 2 м Стоимость, у.е.
1 0,31 4,3 14 0,31 24,3 13350
0,4 2,6 11 0,24 26,9 13362
2 0,39 3 7 0,43 27,7 14087
0,55 1,27 7 0,18 26,9 13387
4 0,55 1,7 4 0,43 32,4 14917
0,74 0,7 4 0,18 27,7 13534
6 0,7 1,1 3 0,37 34,52 15227
0,9 0,52 3 0,17 31,6 13952
Из таблицы 1 и рис.2 видно, что при ъ = 1 длина теплообменников максимальна, а диаметр минимален, при этом расстояние между перегородками также максимально. В таком теплообменнике наиболее явно реализуется противоточное движение теплоносителей. При увеличении числа ходов соотношение между диаметром и длиной труб принципиально меняется. Практически, начиная с ъ = 2, диаметр кожуха лежит в пределах 0,39 ■ 0,9 м, длина плавно уменьшается и становится равной и даже меньше диаметра. Во всех этих случаях в теплообменниках реализуется другая структура потоков, обеспечивающая смешение за счет увеличения числа ходов в трубном или межтрубном пространствах в зависимости от ъ. Количество перегородок в межтрубном пространстве уменьшается (резко, при переходе от ъ = 1 к ъ = 2 и практически не меняется от ъ = 3 к ъ = 4), при этом расстояние между перегородками приблизительно одинаково при различном числе ходов.
Ъ
Рис. 2. Зависимость диаметров кожуха и длин труб теплообменников области оптимальных
конструкций от числа ходов. О = 1,32 МВт
Полученные соотношения между конструкциями теплообменников и числом ходов наблюдается и при других тепловых нагрузка. При снижении тепловой нагрузки до 0 = 0,5 МВт и Q = 0,132 МВт область оптимальных решений смещается в сторону больших гидравлических сопротивлений по трубному и меньших по межтрубному пространству. Область решений ограничена сверху не предельной скоростью = 0,8 м/с, а заданным предельным значением гидравлического сопротивления по межтрубному пространству АРя =14 кПа. Снижение теплового потока в 10 раз от 1,32 до 0,132 МВт практически не оказывает виляния на длину труб теплообменников, в то время как диаметр кожуха значительно уменьшается.
Проведенные расчеты позволяют сделать вывод о возможности реализации оптимальных конструкций кожухотрубных теплообменников с треугольным расположением труб в диапазоне тепловых нагрузок от 1,32 МВт до 0,132 МВт. Графический метод позволил оценить количество вариантов, вид теплообменников, область технических и конструкционных параметров, а также влияние числа ходов и тепловых нагрузок. Стоимости всех рассмотренных комбинаций конструкций кожухотрубных теплообменников отличаются не более чем на 7 %, что
свидетельствует об эффективном использовании графического метода для определения характеристик оптимального по экономическим критериям оборудования.
Список литературы
1. Muralikrishna K. Shenoy U. V. Heat exchanger dezign targets for minimum area and cost. // Trans I ChemE.-2000.-v78.-p161-167.
2. Александрова А.А., Кузнецова И.К., Дмитриев Е.А. Оптимизации конструкций кожухотрубных теплообменников на основе графического метода. Успехи в химии и химической технологии, - 2006, т. 20, № 2. - Стр. 101 - 104.
УДК 66.048.375+352.5.013.12
С.П. Ларионов, Т.А. Тарасова, Е.А. Дмитриев
Российский химико-технологический университет, им. Д.И. Менделеева, Москва, Россия.
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ КОЛОННЫ С СИТЧАТЫМИ ТАРЕЛКАМИ
In this work hydrodynamical modes of a column with sieve-plates and as dependences of hydraulic resistance of an irrigated plate on speed of gas for various modes of operation are determined are established.
Установлены гидродинамические режимы колонны с ситчатыми тарелками, определены зависимости гидравлического сопротивления орошаемой тарелки от скорости газа для различных режимов работы.
Для аппаратов со свободной поверхностью жидкости, то есть, главным образом, для барботажных систем, гидравлическое сопротивление рассчитывается как сумма сопротивлений контактного устройства (АРсух ), газожидкостного слоя на контактном
устройстве (АРг_ж) и сопротивления, обусловленного силами поверхностного натяжения ( АРо ):
АР = АРсух +АРг _ ж +АР„ (1)
Сопротивление сухой тарелки определялось по известной методике [1]. Сопротивление, обусловленное силами поверхностного натяжения, также называют «остаточным» сопротивлением. Оно связано с разностью давлений в выходящей из отверстия тарелки струе газа и окружающей его жидкости из-за кривизны межфазной поверхности. Такое сопротивление находят по формуле:
ДРо= — = — (2)
S d0
где: о - поверхностное натяжение жидкости (Н/м); П - периметр сечения отверстия; S - площадь сечения отверстия.
Сопротивление газо-жидкостного слоя представляет собой потери давления при преодолении потоком газа слоя жидкости на тарелке. Оно принимается равным статическому давлению газожидкостного слоя:
ДРг-ж = ЕРхК = ЕРП ИП (3)
где: h0 и hn - высота светлой жидкости и пены (барботажного слоя) соответственно, Рх и Рп - плотность жидкости и пены соответственно.
