За напрямом підготовки 5.05170104

«Виробництво хліба, кондитерських, макаронних

Виробів і харчоконцентратів»

Частина 2

 

Одеса 2012 р.

Укладач: Точилкін Юрій Георгійович, викладач комісії спецтехнології,

Предмет «Процеси та апарати

Харчових виробництв».

 

 

 

MIHICTEPCTBО ОСВІТИ І НАУКИ, МОЛОДІ ТА СПОРТУ УКРАЇНИ

Одеський технічний коледж

Одеської національної академії харчових технологій

ЗАТВЕРДЖУЮ

Заст. директора з НР

_________ В.І.Уманська

Методичні вказівки

та завдання для самостійної роботи студентів

З предмету «Процеси та апарати харчових виробництв»

для студентів 3 курсу технологічного відділення

денної форми навчання

За напрямом підготовки 5.05170104

«Виробництво хліба, кондитерських, макаронних

Виробів і харчоконцентратів»

Частина 2

РОЗГЛЯНУТО

На засіданні циклової

Комісії спецтехнології

протокол № __ від ________

Голова комісії:

__________Г.П. Михайлюк

(підпис)

Одеса 2012 р.

Зміст

1. – Методичні вказівки до самостійної роботи № 4 6

2. – Методичні вказівки до самостійної роботи № 5 29

3. – Методичні вказівки до самостійної роботи № 6 45

4. – Література 68

 

 

Методичні вказівки

до самостійної роботи №4

Теплові процеси

Основи теплопередачі

 

Визначення середньої різниці температур. На відміну від водяної (однокомпонентного) пари при конденсації пари, що складається з двох і більше компонентів, температури початку і кінця конденсації не рівні між собою і процес протікає при змінній температурі, що необхідно враховувати при розрахунку середньої різниці температур.

Малюнок 4.1 Діаграма t–х–у

Для прикладу визначимо температуру t _н почала і t _к кінця конденсації за допомогою діаграми t – х – у (мал. 4.1) для водноспиртової суміші. На горизонтальній осі цієї діаграми відкладений зміст спирту в рідині х і в отриманій з неї парі у (в маc. %), а на вертикальній осі - температура t пари або кипіння рідини заданого складу (в °С). На діаграмі залежність t = f (х, у) представлена у вигляді двох кривих: нижня – крива кипіння суміші певного складу, а верхня, така, що є лінією сухої пари, одночасно характеризує склад пари у, отриманого з рідини складу х. Простір між двома кривими характеризує вологу насичену пару (воно умовно розділене на частини для зручності визначення міри конденсації пари від 0 до 100 %). Наприклад, водно-спиртові пари складу 40 маc. % мають t = 94,3°С. Ця температура є і температурою початку конденсації. В процесі конденсації пари температура його знижується і при повній конденсації лінія процесу перетинає нижню криву. При цьому температура t _к = 83,2°С. Якщо ж сконденсується тільки 80 % усього пара, то температура t _к складе 84,6°С.

Таким чином, середня температура конденсації складе t _сер = 0,5(94,3 83,2) = 88,75°С. З графіку (див. мал. 4.1) також видно, що при концентрації водно-спиртової пари до 70…80 мас. % азность між температурами t _н і t _к істотна. При великих концентраціях вона стає незначною, і в розрахунках температуру конденсації можна прийняти постійною. По цьому ж графіку (див. мал. 4.1) неважко визначити і склади отриманого конденсату і несконденсованої пари, що залишилася.

Наприклад, при конденсації 50 % пари (точка С) зміст спирту в конденсаті х = 18 мас. %, а зміст спирту у не сконденсувався парі, що залишилася, у = 62 % для точки Д, що відповідає 80 % пари, що конденсувалася, х = 30 мас. % і у = 70 мас. %.

Визначення коефіцієнтів тепловіддачі і теплопередачі. Для усіх випадків теплопередачі через плоскі одношарові і багатошарові стінки, а також через стінки трубопроводів з порівняно великим відношенням внутрішнього діаметру до товщини стінки коефіцієнт теплопередачі К [в Вт/ (м²·К) ] обчислюють по сумарному термічному опору.

 

К = 1 / Σ R = 1 / (1 / α ₁ + Σ (δ / λ) + 1 / α ₂), (4.1)

 

де α ₁ – коефіцієнт тепловіддачі від гріючого середовища до стінки, Вт/(м²·К);

α ₂ – коефіцієнт тепловіддачі від стінки до середовища, що нагрівається, Вт/(м²·К);

δ – товщина стінки (власне теплопроводящей стінки, шару накипу і інших забруднень на ній), м;

λ – теплопровідність окремих шарів стінки, Вт/(м·К).

При великих значеннях К і товщині стінки δ = 2…5 мм величина δ / λ дуже мала і нею можна нехтувати. Тоді рівняння (4.1) спрощується до виду

 

К = 1 / (1 / α ₁ + 1 / α ₂) = α ₁ α ₂ / (α ₁ + α ₂). (4.2)

 

Як видно з формул (4.1) і (4.2), для визначення К необхідно заздалегідь розрахувати коефіцієнти тепловіддачі α ₁, і α ₂. Величини α ₁, і α ₂ залежать від режиму руху теплообменивающихся середовищ, агрегатного стану середовищ, їх температури і тиску, фізичної характеристики середовищ (їх густини, теплопровідності, теплоємності, в'язкості та ін.), геометричної форми і розмірів поверхні теплообміну та ін.

В результаті обробки численних досвідчених даних по конвективному теплообміну за допомогою теорії подібності отримані розрахункові критерійні залежності, з яких і визначають α ₁, і α ₂. Нижче приведені деякі з цих залежностей, що найчастіше зустрічаються в технічних розрахунках. Слід мати на увазі, що усі величини, що входять в критерійні залежності, характеризують потік (його теплопровідність, в'язкість, теплоємність та ін.). Їх знаходять в довідковій і спеціальній літературі.

Тепловіддача при вимушеному русі середовищ (без зміни їх агрегатного стану).

1. При русі середовища усередині прямих труб з відношенням l / d > 50 коефіцієнт тепловіддачі знаходять по одній з наступних формул:

а) при турбулентному режимі (Rе > 10000)

 

Nu = 0,021 Rе ^0,8 Рr ^0,43, (4.3)

або в розгорнутому виді

α d / λ = 0,021 (w d ρ / μ)^0,8 (c μ / λ)^0,43;

 

б) при перехідному режимі (10000 > Rе > 2320)

 

Nu = 0,008 Rе ^0,9 Рr ^0,43; (4.4)

 

в) при ламінарному режимі (Rе < 2320)

 

Nu = 0,17 Rе ^0,33 Рr ^0,43 Gr ^0,1. (4.5)

 

У цих рівняннях визначальним геометричним розміром є внутрішній діаметр труби, а визначальною температурою - середня температура потоку.

2. При русі середовища в кільцевому каналі теплообмінника типу «труба в трубі»

 

Nu = 0,023 Rе ^0,8 Рr ^0,4 (D _в / d _н)^0,45, (4.6)

 

де D _в – внутрішній діаметр зовнішньої труби, м;

d _н – зовнішній діаметр внутрішньої труби, м.

При розрахунках швидкості потоку в міжтрубному просторі останнє виражають через еквівалентний діаметр d _е по залежності

 

d _е = 4 f / П, (4.7)

 

де f – площа поперечного переріза міжтрубного простору, м²;

П – змочений периметр міжтрубного простору, м.

Для рассматриваемого теплообменника эквивалентный диаметр міжтрубного простору

 

d _е = 4 f / П = 4[(πD _в² / 4) – (πd _н² / 4)] / [ π (D _в + d _н)] = D _в – d _н. (4.8)

 

3. При русі середовища в міжтрубном просторі кожухотрубного теплообмінника, обмеженому внутрішнім діаметром D _в кожуха й зовнішнім діаметром d _н труб у кількості п,

 

Nи = С (d _е Re ^0,6 Рr ^0,23), (4.9)

 

де С – досвідчений коефіцієнт (за наявності перегородок в міжтрубному просторі С = 1,72 і за відсутності перегородок С = 1,16).

При цьому визначальним геометричним розміром є зовнішній діаметр труби, а визначальною температурою - температура теплоносія.

Еквівалентний діаметр d _е (в м) міжтрубного простору кожухотрубного теплообмінника

 

d_е = 4f / П = 4[(πD_в² / 4) – (π п d_н² / 4)] / [π(D_в + п d_н)] = (D_в² –

– п d_н²) / (D_в + п d_н). (4.10)

 

4. При русі потоку по зігнутій трубі теплообмін інтенсифікується в порівнянні з рухом потоку по прямому каналу. Це збільшення інтенсивності теплообміну враховується множником φ, який вводиться у формулу (4.3),

 

φ = 1+1,77 d / R, (4.11)

 

де d – внутрішній діаметр труби, м;

R – радіус закруглення труби, м.

5. При теплообміні в процесі перемішування рідини мішалкою в апаратах без відбивних перегородок:

а) в апараті з сорочкою

 

Nu = C Re _м^0,67 Рr ^0,33, (4.12)

 

де C – досвідчений коефіцієнт(рівний 0,4 для лопатевої мішалки і 0,68 для турбінної мішалки відкритого типу);

для якірної мішалки при 300 > Rе > 30

 

Nu = Rе _м^0,5 Рr ^0,33; (4.13)

 

б) в апараті зі змійовиком (мал. 4.3)

 

Nu = С Rе _м^0,62 Рr ^0,33, (4.14)

 

де C – досвідчений коефіцієнт (рівний 0,03 для лопатевої мішалки, 0,08 для пропелерної і 0,04 для турбінної мішалки відкритого типу).

У цих рівняннях критерій Rе_м розраховується по формулі 18.3 (див. лекція 18), визначальній температурою являється температура теплоносія, визначальним розміром в апараті з сорочкою - внутрішній діаметр апарату, а в апараті зі змійовиком – зовнішній діаметр труб змійовика.

Тепловіддача від пари, що конденсується, до стінки. Конденсація насиченої пари відбувається при зіткненні його із стінкою, температура якої нижче температури насичення. Розрізняють конденсацію краплинну і плівкову. У промислових апаратах зазвичай відбувається плівкова конденсація. Краплинна конденсація, що відбувається в об'ємі охолоджуваної пари, спостерігається лише в початковий період роботи конденсатора після установки нових труб, поверхня яких ще погано змочується конденсатом.

Краплинна конденсація забезпечує більш високий коефіцієнт тепловіддачі, чим плівкова. Вона може бути досягнута шляхом нанесення на поверхню теплообміну або введення в пару речовин (олеату або пальмітату міді, цинку або заліза), які роблять поверхню незмочуваної. Проте практично такий процес здійснити важче.

Для тепловіддачі при плівковій конденсації на чистій зовнішній поверхні вертикальних або горизонтальних труб чистого (не утримуючого газів) нерухливого насиченого пари слушна критерійна залежність

 

Nu = С ∜ Рr Gа Кu. (4.15)

 

После подстановки в уравнение (4.15) соответствующих значений критериев подобия получают расчетную формулу для определения коэффициента теплоотдачи [в Вт/(м²·К) ] для указанных выше условий

 

α ₁ = C ∜ g λ ³ ρ ² r / (H μ Δ t), (4.16)

 

де C – досвідчений коефіцієнт (рівний 1,15 для вертикальних труб і 0,725 для горизонтальних);

ρ – щільність плівки конденсату, кг/м³;

λ – теплопровідність плівки конденсату, Вт/ (м·К);

r – питома теплота конденсації, Дж/кг;

H – робоча висота вертикальної труби (для горизонтальної труби H = d _н), м;

μ – динамічна в'язкість плівки конденсату, Па·с;

Δ t – різниця температур насичення і стінки, °С.

Теплоту конденсації r знаходять по температурі насичення t _н, а значення λ, μ і ρ – по середній температурі плівки конденсату t _пл (в °С).

 

t _пл = 0,5 (t _ст – t _н). (4.17)

 

Позначивши через А постійні для заданих умов роботи величини

 

∜ g λ ³ ρ ² r / μ =А, (4.18)

одержують

α₁ = С А / ∜ H Δt. (4.19)

 

Визначення температури стінки. При відомих коефіцієнтах тепловіддачі α ₁ і α ₂ температуру стінки знаходять з рівнянь для теплового навантаження, вираженого в Вт/м².

 

q = α₁ (t₁ – t_ст1) и q = α₂ (t_ст2 – t₂),

звідки

t_ст1 = t₁ – q / α₁ и t_ст2 = t₂ + q / α₂. (4.20)

 

Якщо α ₁ і α ₂ невідомі, то в розрахунках значеннями t _ст1 і t _ст2 спочатку задаються, а потім після розрахунку α ₁ і α ₂ їх уточнюють.

У загальному випадку температурний перепад від теплоносія до стінки або від стінки до теплоносія обернено пропорційний до коефіцієнта тепловіддачі, т. е. температура стінки наближається до температури того середовища, де α вище. Досвідченим шляхом встановлено, що різниця температур між водяною парою, що конденсується, і стінкою зазвичай не перевищує 3…5°С.