Рассматривается вариант решения проблемы низкой эффективности конденсации пара и по-следующего охлаждения конденсата винила хлористого в кожухотрубчатом аппарате
кожухотрубчатый конденсатор, реконструкция теплообменного аппарата
Поливинилхлорид (ПВХ) – это универсальный полимер, из которого получают огромный спектр пластмассовых изделий, как пластифицированных, так и непластифицированных. Большое количество пластифицированного полимера используется для изготовления изоляции и оболочек электропроводов, кабелей, гибких пленок, листов и труб, используемых в строительстве, сельском хозяйстве и других отраслях. Изоляционные материалы на основе ПВХ отличаются малой чувствительностью к действию влаги и высокой стабильностью в условиях эксплуатации.
Цех получения винила хлористого входит в состав производства ПВХ АО "Саянскхимпласт". Получение винила хлористого осуществляется методом пиролиза дихлорэтана при температуре 460-520 оС и давлении 2,2-4,0 МПа с последующей закалкой продуктов пиролиза в ректификационной колонне. Газообразные продукты, состоящие из несконденсированного винилхлорида, хлористого водорода и дихлорэтана, из головной части колонны закалки поступают в конденсатор.
В настоящее время для конденсации и последующего охлаждения паров используется горизонтальный двухходовой кожухотрубчатый теплообменник с неподвижными трубными решетками. Пар подается в трубы, а вода в межтрубное пространство. При расчетном давлении 2,2 МПа температура насыщенных паров, поступающих в конденсатор, составляет 230 оС. После конденсации жидкость охлаждается до 40 оС.
В качестве холодного теплоносителя в конденсаторе используется оборотная вода, температура которой изменяется от 20 до 35 оС. Эффективность охлаждения оборотной воды в градирнях зависит от времени года. Например, при средней температуре атмосферного воздуха 23 оС температура оборотной воды на входе в теплообменное оборудование составляет около 28 оС, а при большей температуре воздуха может достигать 32 оС вместо принимаемых при проектных расчетах 20-25 оС. При таких значениях температур движущая сила процесса теплообмена существенно уменьшается.
Зачастую эта проблема решается за счет существенного увеличения расхода охлаждающей воды. Очевидно, что такой подход приводит к значительному увеличению затрат электроэнергии на работу насосов [1].
После модернизации, связанной с увеличением производительности установки, тепловая нагрузка на конденсатор возросла. Это привело к снижению эффективности аппарата, что проявилось в неполной конденсации паров и недостаточном охлаждении конденсата. Поэтому возникла необходимость выполнения поверочного теплового расчета конденсатора для выявления проблем и обоснованного выбора варианта его реконструкции.
Коэффициенты теплоотдачи рассчитывались по уравнению:
где 
– критерий Нуссельта, характеризующий интенсивность теплообмена на границе твердое тело-жидкость (газ); 
– коэффициент теплопроводности теплоносителя, Вт/(м·К); 
– определяющий линейный размер поверхности теплообмена, м. В качестве , как правило, принимается длина или диаметр (эквивалентный диаметр) поверхности.
Критерий Нуссельта при пленочной конденсации пара внутри горизонтальных труб рассчитывался по уравнению [2]:
где 
– коэффициент (при конденсации паров органических жидкостей 
); 
– поверхностное натяжение, Н/м; 
– плотность пара при рабочем давлении, кг/м3; 
– соответственно внутренний диаметр и длина теплообменных труб, м; 
– критерий Рейнольдса для пленки конденсата:
где 
– вязкость конденсата, Па×с; 
– плотность орошения, кг/(с×м):
где Gп – массовый расход пара, кг/с; 
– полный периметр поперечного сечения поверхности, по которой движется пленка конденсата, м. Для кожухотрубчатых теплообменных аппаратов
где 
– количество трубок; 
– число ходов по трубам.
Критерии Нуссельта для конденсата в зоне охлаждения (трубное пространство) и для охлаждающей воды (межтрубное пространство) при турбулентных режимах движения потоков рассчитывались, соответственно, по упрощенным выражениям:
где 
– критерии Рейнольдса для конденсата и для охлаждающей воды; 
– критерии Прандтля для конденсата и для охлаждающей воды.
В результате поверочного расчета значения коэффициентов теплоотдачи для теплоносителей составили: для пара, конденсирующегося в трубном пространстве 
для конденсата в зоне охлаждения 
для воды в межтрубном пространстве 
Видно, что интенсивность теплоотдачи в межтрубном пространстве на порядок больше, чем в трубном.
Далее определялись коэффициенты теплопередачи для зоны конденсации и охлаждения по формуле:
где 
– коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке теплообменной поверхности, Вт/(м2×К). Принимается равным 
или 
; 
и 
– термические сопротивления загрязнений на поверхностях стенки, м2×К/Вт; 
– толщина стенки поверхности теплопередачи, м; 
– коэффициент теплопроводности материала стенки, Вт/(м×К); 
– коэффициент теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю (воде), Вт/(м2×К).
Коэффициенты теплопередачи для зон конденсации и охлаждения соответственно составили: 
Площади поверхностей теплопередачи зон конденсации и охлаждения определялись по выражению:
где 
– мощность теплового потока , Вт; 
– средняя разность температур горячего и холодного теплоносителей, К.
В результате расчета общая площадь поверхности теплообмена, необходимая для конденсации и последующего охлаждения паровой смеси, составила 
= 316 м2. При этом фактическая площадь поверхности конденсатора 
= 208 м2, т.е. существует дефицит теплообменной поверхности.
Для устранения выявленных проблем предлагается установить дополнительные перегородки в распределительных камерах конденсатора для увеличения числа ходов по трубному пространству, повышения коэффициентов теплоотдачи от пара в зоне конденсации и от жидкости в зоне охлаждения конденсата и, соответственно, коэффициента теплопередачи в аппарате. Предложено увеличить число ходов по трубам с 2 до 4.
Был выполнен тепловой расчет четырехходового конденсатора. Значения коэффициентов теплоотдачи от горячего теплоносителя составили: для пара, конденсирующегося в трубном пространстве 
для конденсата в зоне охлаждения 
Коэффициенты теплопередачи для зон конденсации и охлаждения для четырехходового конденсатора соответственно составили: 
Требуемая для конденсации и последующего охлаждения заданного количества паровой смеси площадь поверхности теплообмена четырехходового аппарата составила 
= 206 м2. Полученное значение не превышает фактической площади поверхности. Запас поверхности ΔF4 = 2 м2 или 1 %.
Широко применяемый интегральный метод расчета тепловых и гидравлических характеристик не учитывает особенностей сложной гидродинамической обстановки в реальном аппарате, поэтому может привести к значительным погрешностям [3]. Полученный запас поверхности теплообмена в 1 % недостаточен, поэтому нами был выполнен расчет аппарата с шестью ходами по трубному пространству.
Значения коэффициентов теплоотдачи от горячего теплоносителя в шестиходовом аппарате составили: для пара, конденсирующегося в трубном пространстве 
для конденсата в зоне охлаждения 
Коэффициенты теплопередачи для зон конденсации и охлаждения для шестиходового конденсатора соответственно составили: 
Требуемая для конденсации и последующего охлаждения заданного количества паровой смеси площадь поверхности теплообмена шестиходового аппарата составила 
= 175 м2. Полученное значение не превышает фактической площади поверхности, запас поверхности ΔF6 = 33 м2 или 19 %.
Результаты расчетов двух-, четырех- и шестиходового исполнений конденсатора представлены на рисунках 1-3.
Рисунок 1 – Зависимость коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи 
в зоне охлаждения от числа ходов по трубам
Рисунок 2 – Зависимость коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи 
в зоне конденсации от числа ходов по трубам
Рисунок 3 – Зависимость общей площади поверхности теплообмена
конденсатора 
от числа ходов по трубам
Видно, что при числе ходов по трубному пространству равном 2 не выполняется условие 
(рисунок 3), что объясняет недостаточную эффективность действующего конденсатора. С увеличением числа ходов это условие выполняется за счет увеличения коэффициентов теплоотдачи от теплоносителя в трубном пространстве и коэффициентов теплопередачи.
Таким образом, по результатам расчетов можно сделать вывод, что изменение числа ходов паровой смеси по трубному пространству с 2 до 6 является рациональным вариантом реконструкции аппарата. Такая модернизация не потребует существенных материальных затрат и позволит решить актуальную для предприятия проблему повышения эффективности конденсации продуктов пиролиза дихлорэтана в производстве поливинилхлорида.
1. Щербин, С.А. Определение эксплуатационных затрат на кожухотрубчатый теплообменник / С.А. Щербин, А.А. Глотов // Сборник научных трудов АнГТУ. – 2020. – № 17. – С. 140-144.
2. Иоффе, И.Л. Проектирование процессов и аппаратов химической технологии / И. Л. Иоффе. – Ленинград : Химия, 1991. – 351 с.
3. Ульянов, Б.А. Расчет теплообменных аппаратов / Б.А. Ульянов, В.Я. Бадеников, Б.И. Щелкунов, К.Ю. Патрушев. – Ангарск : АГТА, 2001. – 220 с.
