Nitsche-Planungs-Atlas: Planung und Berechnung verfahrenstechnischer Anlagen 9783662589540, 9783662589557

Table of contents :
Inhaltsverzeichnis
1: Planung von verfahrenstechnischen Anlagen
1.1 Basic Engineering
1.2 Detail Engineering
1.3 Projektmanagement
1.4 Aufgabenstellung
1.4.1 Spezifikation für eine Fraktionierkolonne
1.4.2 Spezifikation für eine Rührbehälteranlage
1.4.3 Spezifikation für ein Tanklager
1.5 Erforderliche Informationen für die Planung
1.5.1 Allgemeine Standortinformationen
1.5.2 Physikalische Daten
1.5.3 Sicherheitstechnische und umweltrelevante Daten
Beispiel 1.5.3.1: Berechnung des Explosionspunkt UEP für Hexan
1.5.4 Vorschriften für überwachungsbedürftige Anlagen
1.5.4.1 Druckbehälter und Dampfkessel mit einem Innendruck > 0,5 bar
1.5.4.2 Rohrleitungen mit einem Innendruck > 0,5 bar
1.5.4.3 Lagerung und Abfüllung brennbarer Flüssigkeiten
1.5.4.4 Anlagen in explosionsgefährdeten Bereichen
1.5.4.5 Umweltschutzbestimmungen
1.5.4.6 Prüffristen
1.6 Verfahrenstechnische Auslegung mit Betriebsmittelbedarf
1.7 Aufstellungs- und Lageplan
1.8 Terminplanung - Kostenschätzung - Wirtschaftlichkeitsbetrachtung
1.8.1 Terminplanung
1.8.2 Kostenschätzung
1.8.3 Wirtschaftlichkeitsuntersuchungen
Beispiel 1.8.3.1
Beispiel 1.8.3.2
Beispiel 1.8.3.3
Beispiel 1.8.3.4
Beispiel 1.8.3.5
Beispiel 1.8.3.6
Beispiel 1.8.3.7
Beispiel 1.8.3.8
Beispiel 1.8.3.9
Beispiel 1.8.3.10
Beispiel 1.8.3.11
Beispiel 1.8.3.12
Beispiel 1.8.3.13
Beispiel 1.8.3.14: Cashflow-Berechnung
Beispiel 1.8.3.15
Beispiel 1.8.3.16
1.9 Genehmigung
1.10 Anfragen und Anfragespezifikationen
1.11 Angebotsvergleich und Bestellung
1.12 Auftragsverfolgung und Qualitätskontrolle
1.13 Ingenieurmäßige Detailarbeiten
1.14 Anfragen für Montagearbeiten und Bestellung
1.15 Ablauf der Arbeiten auf der Baustelle
1.16 Inbetriebnahme
1.17 Planungsfehler
Literatur
Weiterführende Literatur zur Vertiefung
2: Betriebsmittelversorgung
2.1 Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern
2.1.1 Dampfbeheizung
Beispiel 2.1.1.1: Treibende Temperaturdifferenz bei verschiedenen Dampfdrücken in einem dampfbeheizten Verdampfer
Beispiel 2.1.1.2: Berechnung der Wassermenge W zur Abkühlung von Heißdampf
2.1.2 Beheizung mit flüssigen Wärmeträgern
2.1.3 Vergleich zwischen Dampf- und Thermalölbeheizung
2.1.4 Dampfkessel
2.1.4.1 Großwasserraumkessel
2.1.4.2 Wasserrohrkessel
2.1.4.3 Schnelldampferzeuger
2.1.4.4 Kesselspeisewasseraufbereitung und -entgasung
2.1.4.5 Kondensatwirtschaft
2.1.4.6 Optimierung einer Dampfkesselanlage
2.1.5 Wärmeträgeranlage für flüssige organische Wärmeträger (Abb. 2.17)
2.1.5.1 Erhitzer
2.1.5.2 Optimierung eines Erhitzers für organische Wärmeträger
2.1.5.3 Ausrüstungsteile einer Wärmeträgeranlage
2.1.5.4 Auswahl eines flüssigen organischen Wärmeträgers
2.2 Kühlen mit Wasser oder Luft
2.2.1 Kühlwasserkreisläufe
2.2.2 Offener Kühlturm (Abb. 2.23)
2.2.3 Geschlossener Kühlturm
2.2.4 Kühlturmbilanz und Wasserbedarf
Beispiel 2.2.4.1: Wasserbilanz für einen Kühlturm
Beispiel 1: Bestimmung der Eindickungszahl C
Beispiel 2.2.4.2: Berechnung der Abschlämmrate für E = 1250 kg/h
Beispiel 2.2.4.3: Erforderliche Zusatzwassermenge Z bei den Abkühldifferenzen Deltat = 10 C und Deltat = 20 C für verschiedene...
2.2.5 Luftkühler
2.2.6 Verdampfungskühlung durch adiabates Verdampfen im Vakuum
2.2.7 Kältemittelkühlung durch verdampfendes Kältemittel
Beispiel 2.2.7.1: Ermittlung der umlaufenden Kältemittelmenge mK
2.3 Druckluftversorgung
Beispiel 2.3.0.1: Betriebskostenvergleich für 2 angebotene Verdichter
2.3.1 Leistungsbedarf beim Verdichten
Beispiel 2.3.1.1: Leistungsbedarf für ein- und zweistufige Verdichtung von Luft
Beispiel 2.3.1.2: Ermittlung des optimalen Zwischendrucks P2 bei mehrstufiger Verdichtung
Beispiel 2.3.1.3: Berechnung des Leistungsbedarfs bei zweistufiger Verdichtung
Beispiel 2.3.1.4: Erwärmung der Druckluft bei zweistufiger Verdichtung mit Zwischenkühlung
Beispiel 2.3.1.5: Drucklufterwärmung bei einstufiger Verdichtung auf den Enddruck
2.3.2 Druckverluste und Leckagen
Beispiel 2.3.2.1: Druckverlustberechnung für eine Druckluftleitung
2.3.3 Drucklufttrocknung
Beispiel 2.3.3.1: Ermittlung der Wasserbeladung in 1190 kg/h Luft bei 25 C und 1 bar
Beispiel 2.3.3.2: Wasserbeladung bei 8 bar bei 3,7 C hinter dem Kältetrockner
Beispiel 2.3.3.3: Wasserausscheidung bei zweistufiger Verdichtung von 1 bar auf 6,89 bar
Beispiel 2.3.3.4: Zulässige Wasserbeladung bei - 20 C und 6,89 bar
Beispiel 2.3.3.5: Trocknungskosten für 2000 m3/h Druckluft
2.3.4 Liefermengen-Regelung
Beispiel 2.3.4.1: Ermittlung des Druckbehältervolumens bei Aussetzbetrieb
2.3.5 Wärmerückgewinnung
Beispiel 2.3.5.1: Wärmetauscherauslegung für Warmwassererzeugung
2.4 Inertgas
2.4.1 Explosionsschutz
2.4.2 Inertgasversorgung
2.4.3 Wie inertisiert man?
2.5 Auslegung von Vakuumanlagen
2.5.1 Erforderliches Saugvermögen zum Evakuieren der Anlage
Beispiel 2.5.1.1: Berechnung des erforderlichen Saugvermögens für eine vorgegebene Evakuierungszeit
2.5.2 Erforderliches Saugvermögen zum Absaugen der Leckrate bei Betriebsdruck
Beispiel 2.5.2.1: Berechnung des erforderlichen Saugvermögens für eine Leckrate
Beispiel 2.5.2.2: Berechnung des Saugvermögens für eine Leckrate
Beispiel 2.5.2.3: Berechnung des Enddrucks
Beispiel 2.5.2.4: Berechnung des korrigierten Saugvermögens
2.5.3 Erforderliches Saugvermögen zum Absaugen von Inertgasen und Dämpfen
Beispiel 2.5.3.1: Berechnung des erforderlichen Saugvermögens für Leckluft mit Dämpfen
2.5.4 Ermittlung der Leckrate
Beispiel 2.5.4.1: Ermittlung der Leckluftmengen
Beispiel 2.5.4.2: Berechnung der Leckrate aus dem Druckanstieg
Beispiel 2.5.4.3: Berechnung der Leckrate
2.5.5 Erforderliches Saugvermögen für eine Trocknung
Beispiel 2.5.5.1: Berechnung des Saugvermögens für ein Luft-Dampf-Gemisch
2.5.6 Erforderliches Saugvermögen für eine Kühlung durch Vakuumverdampfung
2.5.7 Erforderliches Saugvermögen für die Vakuumdesorption von Adsorbern
2.5.8 Zulässige Strömungsgeschwindigkeit in Vakuumleitungen
Beispiel 2.5.8.1: Berechnung der zulässigen Strömungsgeschwindigkeit
Beispiel 2.5.8.2: Berechnung des Druckverlustes in der Vakuumleitung
2.5.9 Entlastung der Vakuumpumpen durch Kondensation
Beispiel 2.5.9.1: Kondensation von Wasserdampf zur Entlastung der Vakuumpumpe
Beispiel 2.5.9.2: Kondensation von Methanoldampf zur Reduzierung des Saugvermögens
2.5.10 Kombinationen von Vakuumpumpen
Beispiel
2.5.11 Auswahl von Vakuumpumpen
Anlage: Explosionsschutzberechnungen in (4)
Beispiele: Mindeststickstoffbedarf zur Inertisierung einiger Lösemittel
Literatur
3: Rohrleitungsplanung
3.1 Druckverlustberechnungen für Flüssigkeiten (1)
Beispiel 3.1.1: Druckverlustberechnung für 100 m3/h in 300 m Rohrleitung DN 150
3.2 Druckverlustberechnungen für Gase und Dämpfe
Beispiel 3.2.1 Druckverlustberechnung für isotherme Gasströmung in DN 150
Beispiel 3.2.2: Druckverlustberechnung für nichtisotherme Gasströmung in einer Druckluftleitung mit Abkühlung durch Entspannung
3.3 Ermittlung der Rohrleitungskapazität
3.3.1 Für Flüssigkeiten
Beispiel 3.3.1.1: Kontrolle der Druckverlustberechnung in Beispiel 3.1.1
3.3.2 Für kompressible Medien (Gase)
Beispiel 3.3.2.1: Kontrollrechnung für die Druckverlustberechnung in Beispiel 3.2.1
3.4 Kavitationsgefahr durch Absenken des statischen Druckes
3.4.1 Berechnung der Absenkung des statischen Drucks
Beispiel 3.4.1.1: Berechnung der Absenkung des statischen Drucks bei höherer Strömungsgeschwindigkeit
3.4.2 Zulässige Strömungsgeschwindigkeit zur Vermeidung von Kavitation
Beispiel 3.4.2.1: Berechnung der zulässigen Strömungsgeschwindigkeit
Beispiel 3.4.2.2 Berechnung der zulässigen Strömungsgeschwindigkeit unter Berücksichtigung des Druckverlustes DeltaPV in der V...
3.5 Leistungsbedarf von Pumpen, Gebläsen und Verdichtern
3.5.1 Leistungsbedarf N von Pumpen
Beispiel 3.5.1.1: Ermittlung des Leistungsbedarfs einer Pumpe
3.5.2 Leistungsbedarf von Gebläsen
Beispiel 3.5.2.1 Berechnung des Leistungsbedarfs eines Gebläses
3.5.3 Leistungsbedarf von Verdichtern
3.5.3.1 Bei isothermer Verdichtung
Beispiel 3.5.3.1.1: Berechnung des Leistungsbedarfs bei isothermer Verdichtung
3.5.3.2 Bei adiabater Verdichtung
Beispiel 3.5.3.2.1: Berechnung des Leistungsbedarfs bei adiabater Verdichtung von Luft
3.6 Armaturen
3.6.1 Armaturenauswahl
3.6.2 Automatisierung von Armaturen
3.6.3 Rückschlagklappen und Rückschlagventile
3.6.4 Sicherheitsventile
3.6.5 Sonstige Armaturen
3.7 Wärmeverluste und Produktabkühlungen in Rohrleitungen
3.7.1 Berechnung der Wärmeverluste
Beispiel 3.7.1.1: Wärmeverlustberechnung für eine Rohrleitung (W/m Rohr)
Beispiel 3.7.1.2: Berechnung von Wärmeverlust QC und Übertemperatur Deltat2
3.7.2 Produktabkühlung in Rohrleitungen
3.7.2.1 Produktabkühlung in durchströmten Leitungen
Beispiel 3.7.2.1.1: Berechnung der Abkühlung in einer durchströmten Leitung
3.7.2.2 In stehenden Leitungen
Beispiel 3.7.2.2.1: Berechnung der Produktabkühlung in einer stehenden Leitung
3.7.2.3 Berechnung der Abkühlzeit bis zum Erstarrungspunkt
Beispiel 3.7.2.3.1: Berechnung der Abkühlzeit von Kondensat bis zur Eisbildung
3.8 Begleitbeheizung von Rohrleitungen
3.8.1 Wärmebedarfsermittlung für die Beheizung
3.8.2 Heizleistungen verschiedener Begleitheizsysteme
3.9 Vermeidung der Gasansaugung in Flüssigkeitsleitungen
3.9.1 Sperrbleche und Wirbelbrecher
3.9.2 Flüssigkeitsstandhöhe über dem Auslaufstutzen
Beispiel 3.9.2.1: Berechnung der erforderlichen Flüssigkeitshöhe hF
Beispiel 3.9.2.2: Erforderliche Flüssigkeitshöhe für dSt = 0,08 m und wSt = 2 m/s
Beispiel 3.9.2.3: Erforderliche Zulaufhöhe beim Ansaugen siedender Flüssigkeiten
3.9.3 Installation von selbstentlüftenden Rohrleitungen
3.10 Beschränkung des Gasdurchsatzes bei Querschnittsänderungen
3.10.1 Maximale Gas- oder Dämpfekapazität im unterkritischen Bereich
3.10.2 Maximaler Gasdurchsatz im überkritischen Bereich
3.10.2.1 Berechnung mit der Durchflussfunktion
3.10.2.2 Berechnung mit der Schallgeschwindigkeit
Beispiel 3.10.2.2.1: Schallgeschwindigkeit von Luft
Beispiel 3.10.2.2: Überkritische Luftausströmung durch einen Stutzen DN 50
3.11 Verschiedenes
3.11.1 Wehrablaufkapazitäten
Beispiel 3.11.1.1: Bestimmung der Überlaufmenge V für h = 60 mm und L = 1 m
Beispiel 3.11.1.2: Durchflussmengen in einem Dreieck-Wehr
3.11.2 Dimensionierung einer Pumpenvorlage
Beispiel 3.11.2.1: Vorlagendimensionierung
3.11.3 Auslegung von Ausdehnungsgefäßen für Heiz- und Kühlkreise
3.11.3.1 Offener Flüssigkeitskreislauf mit Gaspolster
Beispiel 3.11.3.1.1: Berechnung des Ausdehnungsvolumens der Flüssigkeit
Beispiel 3.11.3.1.2: Behältervolumen für ein Ausdehnungsvolumen bestimmen
3.11.3.2 Geschlossener Flüssigkeitskreislauf mit Expansionsbehälter
Beispiel 3.11.3.2.1: Berechnung des Gaspolstervolumens und der Arbeitskapazität
Beispiel 3.11.3.2.2: Erforderliches Gaspolstervolumen bei verschiedenen Drücken P2
Beispiel 3.11.3.2.3: Berechnung des Enddrucks P2 für ein bestimmtes Ausdehnungsvolumen DeltaV und ein vorgegebenes Gaspolsterv...
3.11.4 Dimensionierung von Kondensatleitungen
Beispiel 3.11.4.1: Durchmesserberechnung für eine Kondensatleitung
3.11.5 Flüssigkeitsausdehnung bei Erwärmung
Beispiel 3.11.5.1: Druckaufbau bei Flüssigkeitserwärmung
3.11.6 Druckstoßberechnungen
Beispiel 3.11.6.1: Druckstoßberechnung
Beispiel 3.11.6.2: Berechnung des realen Druckstoßes
Beispiel 3.11.6.3: Zusätzliche Lagerbelastung durch den Druckstoß
3.11.7 Checkliste für Verrohrungen
Literatur
4: Pumpen
4.1 Betriebseigenschaften von Kreiselpumpen
4.2 Pumpenkennlinie beim Hintereinanderschalten von 2 Kreiselpumpen
4.3 Pumpenkennlinie beim Parallelschalten von 2 Kreiselpumpen
4.4 Kavitation und Pumpensaughöhen
4.4.1 Was bedeutet Kavitation?
4.4.2 Erforderliche NPSHR-Werte und vorhandene NPSHA-Werte
Beispiel 4.4.2.1: Kavitationskontrolle bei stationären Bedingungen ohne Beschleunigung
Beispiel 4.4.2.2: Kavitationskontrolle mit Berücksichtigung der Beschleunigung
4.4.3 Einfluss gelöster Gase auf die Kavitation in Pumpen
Beispiel 4.4.3.1: Berechnung des vorhandenen NPSHA-Werts ohne und mit gelöster Luft im Wasser beim Ansaugen aus 4 m Tiefe bei ...
Beispiel 4.4.3.2: Berechnung des vorhandenen NPSHA-Werts von Hexan mit gelöstem Stickstoff bei unterschiedlichen Stickstoffdrü...
4.4.4 Gasvolumenanteil in der Pumpe
4.4.5 Zulässige Saughöhen
Beispiel 4.4.5.1: Kann Benzin aus 3 m Tiefe angesaugt werden?
Beispiel 4.4.5.2: Zulässigen Saughöhe HS für Wasser bei 25 C
4.5 Regelung von Kreiselpumpen über Drosselung oder Drehzahl
4.5.1 Drosselregelung (Abb. 4.8)
4.5.2 Drehzahlregelung (Abb. 4.10)
Beispiel 4.5.2.1: Umrechnung der Förderleistung und Förderhöhe bei einer anderen Drehzahl
4.6 Entlüftung der Saugleitung
4.7 Rohrleitungsdimensionierung für Kreiselpumpen
Beispiel 4.7.1: Auslegung eines Pumpenumlaufs für luftgesättigtes Wasser
Beispiel 4.7.2: Leistungsbedarf der Pumpe für 1000 m Druckleitung alternativ für DN 80 und DN 100
Beispiel 4.7.3: Wirtschaftlichkeitsbetrachtung für Beispiel 4.7.2
4.8 Kreiselpumpen-Probleme
Literatur
5: Regelventile
5.1 Was ist wichtig bei der Auslegung und Auswahl eines Regelventils?
5.2 Berechnungen des verfügbaren und des benötigten DeltaPRV
Beispiel 5.2.1: Ermittlung des DeltaPRV im Ventil für eine funktionsfähige Regelung
5.3 Regelventilauslegung
Beispiel 5.3.1: kV-Wert-Berechnung
5.4 Berechnung des kV-Werts nach DIN EN 60534
5.4.1 kV-Wert-Ermittlung für flüssige Medien
5.4.2 kV-Wert-Bestimmung für gasförmige Medien
5.5 Ermittlung des maximal zulässigen Druckverlustes DeltaPmax in Regelarmaturen
5.5.1 Flüssigkeiten
Beispiel 5.5.1.1: Maximal zulässiges DeltaP für Wasser bei 60 C
5.5.2 Gase und Dämpfe
Beispiel 5.5.2.1: Maximal zulässiges DeltaP für Gase
5.6 Geometriefaktor FP
Beispiel 5.6.1: Einfluss des Geometriefaktors bzw. des Druckverlustes durch die Reduzierungen auf die Regelventilauslegung
5.7 Expansionsfaktor Y für Gase und Dämpfe
Beispiel 5.7.1: kV-Wert-Bestimmung für Gas
5.8 Ventilkennlinien und Betriebskennlinien
Literatur
6: Rührbehälteranlagen
6.1 Kriterien für die Rührerauswahl
6.2 Leistungsaufnahme von Rührern
Beispiel 6.2.1: Leistungsbedarf eines Propellerrührers bei verschiedenen Drehzahlen
6.3 Wärmeübergang im Rührbehälter
Beispiel 6.3.1: Berechnung der Wärmeübergangszahl im Rührbehälter
Beispiel 6.3: Berechnung der Wärmeleistung für eine äußere Halbrohrbeheizung und eine Innenschlange
6.4 Rührbehälteraußenbeheizung
Beispiel 6.4.1: Wärmeübergangszahl für Wasser bei 20 C und Eigenkonvektion
Beispiel 6.4.2: Berechnung der Wärmeübergangszahl in einem Doppelmantel mit Spiralblechen
Beispiel 6.4.3: Berechnung der Wärmeübergangszahl bei Halbrohrbeheizung DN 80
6.5 Instationäres Heizen und Kühlen
Beispiel 6.5.1: Berechnung der Aufheizzeit von 30 C auf 100 C
Literatur
7: Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen
7.1 Vorgehensweise bei der Wärmetauscherauslegung
Beispiel 7.1.1: Auswahl eines geeigneten Wärmetauschers für eine benötigte Fläche A = 55 m2
7.2 Informationen zu Wärmetauschern
7.2.1 Rohranordnung
7.2.2 Beipass- und Leckageströmung auf der Mantelseite
7.2.3 Umlenkbleche
7.2.4 Technische Hinweise
7.2.5 Auswahl eines Rohrbündelwärmetauschers
7.3 Wirksame Temperaturdifferenzen LMTD und CMTD für den Wärmeaustausch (Abb. 7.13)
7.3.1 Logarithmische Temperaturdifferenz LMTD für idealen Gegenstrom
Beispiel 7.3.1.1: Berechnung der logarithmischen Temperaturdiffenz LMTD
7.3.2 Temperaturdifferenz CMTD für mehrgängige Wärmetauscher TEMA-Typ E
7.3.3 Berechnung der korrigierten Temperaturdifferenz CMTD
Beispiel 7.3.3.1: Berechnung von LMTD in Abb. 7.14 und CMTD in Abb. 7.15
7.3.4 Einfluss der Beipass-Strömung auf LMTD
7.3.5 Mittlere gewogene Temperaturdifferenz WMTD
7.4 Berechnung der Wärmeübergangszahlen und Druckverluste
Beispiel 7.4.1: Berechnung der rohrseitigen Wärmeübergangszahl
Beispiel 7.4.2: Berechnung der mantelseitigen Wärmeübergangszahl
7.4.1 Rohrseitige Wärmeübergangszahl
7.4.2 Mantelseitige Wärmeübergangszahl
Beispiel 7.4.2.1: Vergleichsberechnung nach VDI-Wärmeatlas und Nitsche
7.5 Druckverlustberechnungen in Rohrbündelwärmetauschern
7.5.1 Rohrseitiger Druckverlust DeltaPR
7.5.2 Mantelseitiger Druckverlust
7.6 Wärmedurchgangszahl und Temperaturprofil
7.6.1 Berechnung der Wärmedurchgangszahl
Beispiel 7.6.1.1: Berechnung von keinf aus den Wärmeübergangszahlen
Beispiel 7.6.1.2: Umrechnung von αi auf die Außenoberfläche
Beispiel 7.6.1.3: Berechnung von krein
Beispiel 7.6.1.4: Berechnung von kschm
Beispiel 7.6.1.5: Berechnung der vorhandenen Verschmutzungsreserve Sigmaf
Beispiel 7.6.1.6: Berechnung der Wärmedurchgangszahl und der Verschmutzungsreserve
7.6.2 Berechnung des Temperaturprofils im Wärmetauscher
Beispiel 7.6.2.1: Berechnung der Wärmestromdichte
Literatur
8: Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen
8.1 Bauarten von Kondensatoren
8.2 Berechnung der Wärmeübergangszahlen bei isothermer Kondensation
Beispiel 8.2.1 Berechnung der Wärmeübergangszahlen nach der in Tab. 8.1 aufgelisteten Gleichungen
8.3 Kondensation mit Inertgas
8.4 Kondensation von Mehrstoffgemischen
Beispiel 8.4.1: Kondensation eines Mehrstoffgemisches mit Berücksichtigung der Gaskühlung
8.5 Differential- und Integralkondensation
8.6 Verschiedenes
Literatur
9: Verdampfer
9.1 Verdampfungsprozess
9.2 Verdampferbauarten
9.2.1 Thermosiphonverdampfer
9.2.1.1 Vertikaler Thermosiphonumlaufverdampfer (Abb. 9.1)
9.2.1.2 Horizontaler Thermosiphonumlaufverdampfer (Abb. 9.1)
9.2.1.3 Thermosiphondurchlaufverdampfer (Abb. 9.2)
9.2.2 Zwangsumlaufverdampfer (Abb. 9.3)
9.2.3 Entspannungsverdampfer (Abb. 9.4)
9.2.4 Rohrbündelverdampfer (Kettle-Verdampfer) (Abb. 9.5)
9.2.5 Interne Verdampfer
9.2.6 Fallfilm-Verdampfer (Abb. 9.6)
9.3 Auslegung von Verdampfern für Blasensieden
9.3.1 Praktische Auslegung
Beispiel 9.3.1: Aufheizung und Verdampfung von Benzin
9.3.2 Dimensionierung von Kettle-Reboilern
9.3.2.1 Hydraulische Auslegung
9.4 Auslegung von Fallfilmverdampfern
9.5 Auslegung von Thermosiphonverdampfern
9.5.1 Erforderliche Umlaufmenge W im Thermosiphonkreislauf
Beispiel 9.5.1.1: Berechnung der Umlauf- und der Dampfmenge im Thermosiphonverdampfer
Beispiel 9.5.1.2: Ermittlung der Reboilerfläche und der Abmessungen
9.5.2 Wärmeübergangszahlen
Beispiel 9.5.2.1: Berechnung der Wärmeübergangszahl für einen vertikalen Thermosiphonverdampfer mit 120 Rohren 25 x 2, 3,5 m l...
9.5.3 Berechnung der Zweiphasendichte und der mittleren Dichte im Reboiler
Beispiel 9.5.3.1: Berechnung der Zweiphasendichte und der mittleren Dichte im Reboiler
9.5.4 Erforderliche Höhe H1 für den Thermosiphonumlauf (Abb. 9.14)
Beispiel 9.5.4.1: Berechnung der erforderlichen Höhe H1
9.5.5 Auslegung von Riser- und Downcomerdurchmesser
Beispiel 9.5.5.1: Dimensionierung von Riser und Downcomer
9.5.6 Druckverluste im Thermosiphonumlauf (Abb. 9.16)
9.5.7 Reboilerkennlinien
Literatur
10: Fraktionierung
10.1 Kontinuierliche Fraktionierung
10.1.1 Materialbilanz
Beispiel 10.1.1.1: Erstellung der Mengenbilanz für eine Trennaufgabe
10.1.2 Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewichte
10.1.2.1 Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewichte idealer Gemische
Beispiel 10.1.2.1.1: Berechnung der Dampfdrücke von Benzol und Toluol
Beispiel 10.1.2.1.2: Berechnung eines Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewichts bei Pges = 340 mbar
10.1.2.2 Gleichgewichte nicht idealer Gemische
Beispiel 10.1.2.2.1: Berechnung der Methanoldampfkonzentration eines Methanol-Wasser-Gemisches bei 92,1 C und Pges = 1000 mbar
10.1.3 Berechnung von Mindestbodenzahl und Mindestrücklaufverhältnis
Beispiel 10.1.3.1: Berechnung der Mindestbodenzahl und des Mindestrücklaufverhältnisses für eine vorgegebene Trennung
Beispiel 10.1.3.2: Bestimmung der erforderlichen theoretischen Böden für R = 2
10.1.4 Grafische Bodenzahlbestimmung nach McCabe-Thiele
Beispiel 10.1.4.1: Grafische Bodenzahlbestimmung in einer Kolonne mit 15 Böden
10.1.5 Rechnerische Bodenzahlbestimmung nach McCabe-Thiele
Beispiel 10.1.5.1: Rechnerische Bodenzahlbestimmung nach McCabe-Thiele
10.1.6 Kolonnenbelastung
Beispiel 10.1.6.1: Mengenbilanzen im Verstärkungs- und Abtriebsteil bei unterschiedlichen q-Werten
Beispiel 10.1.6.2: Trennung eines Benzol-Toluol-Gemisches mit Trennfaktor α = 2
10.2 Diskontinuierliche Blasendestillation und Blasenstripper
10.2.1 Blasenrektifikation
Beispiel 10.2.1.2: Mengenbilanz für eine Blasendestillation
10.2.2 Blasenstripper
Literatur
11: Absorptions- und Desorptionskolonnen
11.1 Gleichgewichte zur Auslegung von Absorptions- und Desorptionskolonnen
11.2 Physikalisches Gleichgewicht (Gl. 1)
11.2.1 Gleichgewichtsberechnung mit dem Henry-Koeffizienten H für überkritische Gase
Beispiel 11.2.1.1: Gleichgewicht von CO2 in Wasser bei 25 C und Pges = 1 bar
11.2.2 Gleichgewichtsberechnung für ideale kondensierbare Dämpfe
Beispiel 11.2.2.1: Ölwäsche für Dichlormethan bei 50 C bei Pges = 1 bar und bei Pges = 5 bar
11.2.3 Gleichgewichtsberechnung für nicht ideale kondensierbare Dämpfe mit γ 1
Beispiel 11.2.3.1: Wasserwäsche für Acetondämpfe in der Luft bei 20 C und Pges = 1 bar
11.2.4 Berechnung der Gaslöslichkeit in der Flüssigkeit mit der Henry-Konstanten H:
Beispiel 11.2.4.1: Berechnun der Gaslöslichkeit von CO2 in Wasser bei 25 C
11.3 Grafische Bodenzahlbestimmung für Absorption und Desorption (Abb. 11.3)
11.4 Auslegen von Wäschern und Strippern
11.4.1 Absorptions-/Waschkolonnen (Abb. 11.4)
Beispiel 11.4.1.1: Wasserwäsche für methanolhaltige Abluft
Beispiel 11.4.1.2: Wasserwäsche für ethanolhaltige Abluft mit Fraktionierung zur Abtrennung des Ethanols und zur Reinigung des...
11.4.2 Desorptions-/Stripperkolonnen (Abb. 11.7)
Beispiel 11.4.2.1: Desorption von Hexan aus Waschöl mit Dampf
11.5 Umrechnung von NTUOG und NTUOL in theoretische Böden NT
Beispiel 11.5.1: Umrechnung von NTUOG auf NT
Beispiel 11.5.2: Umrechnung von NT auf NTUOL
11.6 Erforderliche Füllkörperhöhe HFüll
Beispiel 11.6.1: Ermittlung der erforderlichen Füllkörperhöhe
Literatur
12: Abluftreinigungsverfahren
12.1 Abluftströme mit geringen Lösemittelkonzentationen < 20 g/mN3
12.1.1 Lösemittelentsorgung
12.1.2 Lösemittelrückgewinnung
12.1.2.1 Absorption
12.1.2.2 Adsorption
12.2 Abluftströme mit hohen Lösemittelkonzentationen > 30 g/mN3
12.2.1 Lösemittelentsorgung
12.2.2 Lösemittelrückgewinnung
12.2.2.1 Kondensation
12.2.2.2 Membrananreicherung und Kondensation
12.3 Planungshinweise
12.3.1 Allgemeine Fehler
12.3.2 Kondensationsanlagen
12.3.3 Absorptionsanlagen
12.3.4 Membrananlagen
12.3.5 Adsorberanlagen
12.3.6 Thermische Abluftreinigungsverfahren
Literatur
13: Mess- und Regeltechnik
13.1 Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen
13.1.1 Temperaturmessungen
13.1.2 Druckmessungen
13.1.3 Niveaumessungen
13.1.4 Durchflussmessungen
13.2 Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen
13.2.1 Druckregelung
13.2.2 Differenzdruckregelung
13.2.3 Temperaturregelung
13.2.4 Niveauregelung
13.2.5 Durchflussmengenregelung
13.2.6 Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen
Literatur
14: Stoffdaten
Stichwortverzeichnis

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Manfred Nitsche

NitschePlanungs-Atlas Planung und Berechnung verfahrenstechnischer Anlagen

Nitsche-Planungs-Atlas

Manfred Nitsche

Nitsche-Planungs-Atlas Planung und Berechnung verfahrenstechnischer Anlagen

Manfred Nitsche Hamburg, Deutschland

ISBN 978-3-662-58954-0 ISBN 978-3-662-58955-7 (eBook) https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7 Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http://dnb.d-nb.de abrufbar. Springer Vieweg # Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 Das Werk einschließlich aller seiner Teile ist urheberrechtlich geschützt. Jede Verwertung, die nicht ausdrücklich vom Urheberrechtsgesetz zugelassen ist, bedarf der vorherigen Zustimmung des Verlags. Das gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Bearbeitungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Die Wiedergabe von allgemein beschreibenden Bezeichnungen, Marken, Unternehmensnamen etc. in diesem Werk bedeutet nicht, dass diese frei durch jedermann benutzt werden dürfen. Die Berechtigung zur Benutzung unterliegt, auch ohne gesonderten Hinweis hierzu, den Regeln des Markenrechts. Die Rechte des jeweiligen Zeicheninhabers sind zu beachten. Der Verlag, die Autoren und die Herausgeber gehen davon aus, dass die Angaben und Informationen in diesem Werk zum Zeitpunkt der Veröffentlichung vollständig und korrekt sind. Weder der Verlag, noch die Autoren oder die Herausgeber übernehmen, ausdrücklich oder implizit, Gewähr für den Inhalt des Werkes, etwaige Fehler oder Äußerungen. Der Verlag bleibt im Hinblick auf geografische Zuordnungen und Gebietsbezeichnungen in veröffentlichten Karten und Institutionsadressen neutral. Springer Vieweg ist ein Imprint der eingetragenen Gesellschaft Springer-Verlag GmbH, DE und ist ein Teil von Springer Nature. Die Anschrift der Gesellschaft ist: Heidelberger Platz 3, 14197 Berlin, Germany

Planungsablauf für verfahrenstechnische Anlagen Betriebsmittelversorgung: Dampf, Thermalöl, Kühlung, Druckluft, Stickstoff, Vakuum Rührbehälter: Mischen, Suspendieren, Dispergieren, Heizen/Kühlen Rohrleitungen: Druckverlust, Kavitation, Pumpen, Regelventile Wärmetauscher – Kondensatoren – Verdampfer Kolonnen zum Fraktionieren, Absorbieren, Strippen Abluftreinigung: Kondensieren – Absorbieren – Adsorbieren – Oxidieren Messgeräte und Regeltechnik Druck – Temperatur – Niveau – Durchfluss Thermophysikalische Stoffdaten Dichten – Viskositäten – Wärmekapazitäten – Wärmeleitzahlen

Chemieanlage mit Kolonnen und Adsorbern Sehr geehrte Leserin, sehr geehrter Leser, in den meisten Büchern über die Planung von verfahrenstechnischen Anlagen steht nicht, wie man es macht – weder die verfahrenstechnischen Berechnungen noch der organisatorische Ablauf in der Praxis unter Berücksichtigung der jeweiligen Vorschriften in dem Land. Ein Wärmetauscher, eine Kolonne oder ein Reaktor müssen berechnet werden. Für die ausgelegten Apparate und Maschinen werden die Anfragen spezifiziert. Auch Rohrleitungen, Pumpen und Regelventile müssen ausgelegt werden. Da ist Kreativität gefragt. Da müssen Probleme geknackt werden. Die Betriebsmittelversorgung muss sichergestellt sein.

Die wirtschaftlichen Anforderungen müssen mit den physikalischen Gesetzen und den Vorschriften in den verschiedenen Ländern in Einklang gebracht werden. Eine verfahrenstechnische Planung besteht aus der Berechnung und Auslegung von Apparaten, Maschinen und Hilfsanlagen sowie der Organisation des Planungsablaufs. Dieses Buch zeigt Ihnen mit vielen Beispielen, wie man beim Planen und Bauen einer verfahrenstechnischen Anlage vorgeht. Zur Vertiefung empfehle ich meine Buchreihe mit vielen praktischen Beispielen: • „Rohrleitungs-Fibel“ mit Pumpen- und Regelventilberechnungen, Zweiphasenströmung und Nicht-Newtonschen Flüssigkeiten. 2. Auflage, Vulkan Verlag, Essen 2016 • „Wärmetausch-Fibel I“ mit der Auslegung von Wärmetauschern zum Heizen und Kühlen, Kondensatoren, Kettle-, Thermosiphon- und Fallstromverdampfern. Vulkan Verlag Essen 2011 • „Wärmetausch-Fibel II“ mit Beheizen, Kühlen und Vakuum. Vulkan Verlag Essen 2013 • „Kolonnen-Fibel“ für Destillation, Absorption und Strippen. Springer Verlag Berlin 2014 • „Abluft-Fibel“ zur Reinigung lösemittelhaltiger Gase durch Kondensieren, Waschen, Adsorbieren und Oxidieren. Springer Verlag Berlin 2015 Hamburg 2018 M. Nitsche Mein besonderer Dank gilt meinen Helfern bei der Erstellung dieses Buches: Herrn Dr. Michael Kleiber aus Dortmund für die Erstellung der Stoffdatentabelle in Kap. 14 Herrn Dr. Last von der Firma Ekato in Schopfheim für die kritische Durchsicht von Kap. 6 Herrn Uli Merkle von der Firma Busch Vakuumpumpen und Systeme für die Kontrolle von Abschn. 2.5 Herrn Thomas Walther vom TÜV Hannover für die Unterstützung bei der DGRL Der Firma Pepperl+Fuchs für die Hilfe beim Ex-Schutz in Abschn. 1.5

Inhaltsverzeichnis

1

Planung von verfahrenstechnischen Anlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.1 Basic Engineering . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.2 Detail Engineering . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.3 Projektmanagement . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.4 Aufgabenstellung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.4.1 Spezifikation für eine Fraktionierkolonne . . . . . . . . . . . . . . 1.4.2 Spezifikation für eine Rührbehälteranlage . . . . . . . . . . . . . . 1.4.3 Spezifikation für ein Tanklager . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.5 Erforderliche Informationen für die Planung . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.5.1 Allgemeine Standortinformationen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.5.2 Physikalische Daten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.5.3 Sicherheitstechnische und umweltrelevante Daten . . . . . . . . 1.5.4 Vorschriften für überwachungsbedürftige Anlagen . . . . . . . 1.6 Verfahrenstechnische Auslegung mit Betriebsmittelbedarf . . . . . . . . 1.7 Aufstellungs- und Lageplan . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.8 Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung . . . . 1.8.1 Terminplanung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.8.2 Kostenschätzung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.8.3 Wirtschaftlichkeitsuntersuchungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.9 Genehmigung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.10 Anfragen und Anfragespezifikationen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.11 Angebotsvergleich und Bestellung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.12 Auftragsverfolgung und Qualitätskontrolle . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.13 Ingenieurmäßige Detailarbeiten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.14 Anfragen für Montagearbeiten und Bestellung . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.15 Ablauf der Arbeiten auf der Baustelle . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.16 Inbetriebnahme . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.17 Planungsfehler . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1 1 3 4 8 8 9 10 14 14 15 15 18 29 33 36 36 39 42 54 54 57 67 67 68 69 71 74 74

IX

X

2

Inhaltsverzeichnis

Betriebsmittelversorgung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.1 Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern . . . . 2.1.1 Dampfbeheizung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.1.2 Beheizung mit flüssigen Wärmeträgern . . . . . . . . . . . . . . . . 2.1.3 Vergleich zwischen Dampf- und Thermalölbeheizung . . . . . 2.1.4 Dampfkessel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.1.5 Wärmeträgeranlage für flüssige organische Wärmeträger (Abb. 2.17) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2 Kühlen mit Wasser oder Luft . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.1 Kühlwasserkreisläufe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.2 Offener Kühlturm (Abb. 2.23) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.3 Geschlossener Kühlturm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.4 Kühlturmbilanz und Wasserbedarf . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.5 Luftkühler . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.6 Verdampfungskühlung durch adiabates Verdampfen im Vakuum . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2.7 Kältemittelkühlung durch verdampfendes Kältemittel . . . . . 2.3 Druckluftversorgung [2] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3.1 Leistungsbedarf beim Verdichten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3.2 Druckverluste und Leckagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3.3 Drucklufttrocknung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3.4 Liefermengen-Regelung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3.5 Wärmerückgewinnung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.4 Inertgas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.4.1 Explosionsschutz . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.4.2 Inertgasversorgung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.4.3 Wie inertisiert man? . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5 Auslegung von Vakuumanlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.1 Erforderliches Saugvermögen zum Evakuieren der Anlage . . . . 2.5.2 Erforderliches Saugvermögen zum Absaugen der Leckrate bei Betriebsdruck . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.3 Erforderliches Saugvermögen zum Absaugen von Inertgasen und Dämpfen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.4 Ermittlung der Leckrate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.5 Erforderliches Saugvermögen für eine Trocknung . . . . . . . . 2.5.6 Erforderliches Saugvermögen für eine Kühlung durch Vakuumverdampfung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.7 Erforderliches Saugvermögen für die Vakuumdesorption von Adsorbern . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.8 Zulässige Strömungsgeschwindigkeit in Vakuumleitungen . . . . 2.5.9 Entlastung der Vakuumpumpen durch Kondensation . . . . . .

77 77 77 85 87 89 97 103 103 108 110 110 118 125 126 128 130 132 134 139 141 142 142 145 145 148 149 150 152 154 156 157 158 159 161

Inhaltsverzeichnis

2.5.10 Kombinationen von Vakuumpumpen . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.11 Auswahl von Vakuumpumpen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Anlage: Explosionsschutzberechnungen in (4) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

XI

. . . .

162 164 172 175

Rohrleitungsplanung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1 Druckverlustberechnungen für Flüssigkeiten (1) . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2 Druckverlustberechnungen für Gase und Dämpfe . . . . . . . . . . . . . . . 3.3 Ermittlung der Rohrleitungskapazität . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.1 Für Flüssigkeiten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.2 Für kompressible Medien (Gase) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.4 Kavitationsgefahr durch Absenken des statischen Druckes . . . . . . . . 3.4.1 Berechnung der Absenkung des statischen Drucks . . . . . . . . 3.4.2 Zulässige Strömungsgeschwindigkeit zur Vermeidung von Kavitation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.5 Leistungsbedarf von Pumpen, Gebläsen und Verdichtern . . . . . . . . . 3.5.1 Leistungsbedarf N von Pumpen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.5.2 Leistungsbedarf von Gebläsen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.5.3 Leistungsbedarf von Verdichtern . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.6 Armaturen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.6.1 Armaturenauswahl . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.6.2 Automatisierung von Armaturen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.6.3 Rückschlagklappen und Rückschlagventile . . . . . . . . . . . . . 3.6.4 Sicherheitsventile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.6.5 Sonstige Armaturen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.7 Wärmeverluste und Produktabkühlungen in Rohrleitungen . . . . . . . . 3.7.1 Berechnung der Wärmeverluste . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.7.2 Produktabkühlung in Rohrleitungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.8 Begleitbeheizung von Rohrleitungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.8.1 Wärmebedarfsermittlung für die Beheizung . . . . . . . . . . . . 3.8.2 Heizleistungen verschiedener Begleitheizsysteme . . . . . . . . 3.9 Vermeidung der Gasansaugung in Flüssigkeitsleitungen . . . . . . . . . . 3.9.1 Sperrbleche und Wirbelbrecher . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.9.2 Flüssigkeitsstandhöhe über dem Auslaufstutzen . . . . . . . . . 3.9.3 Installation von selbstentlüftenden Rohrleitungen . . . . . . . . 3.10 Beschränkung des Gasdurchsatzes bei Querschnittsänderungen . . . . . 3.10.1 Maximale Gas- oder Dämpfekapazität im unterkritischen Bereich . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.10.2 Maximaler Gasdurchsatz im überkritischen Bereich . . . . . . . 3.11 Verschiedenes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.11.1 Wehrablaufkapazitäten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.11.2 Dimensionierung einer Pumpenvorlage . . . . . . . . . . . . . . . .

177 177 183 187 187 187 188 188 190 192 192 192 193 194 198 199 202 203 204 206 206 209 212 212 213 213 213 214 219 219 219 221 223 223 224

XII

Inhaltsverzeichnis

3.11.3

. . . . . .

225 230 231 232 234 235

Pumpen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1 Betriebseigenschaften von Kreiselpumpen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Pumpenkennlinie beim Hintereinanderschalten von 2 Kreiselpumpen . . . 4.3 Pumpenkennlinie beim Parallelschalten von 2 Kreiselpumpen . . . . . . 4.4 Kavitation und Pumpensaughöhen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.4.1 Was bedeutet Kavitation? . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.4.2 Erforderliche NPSHR-Werte und vorhandene NPSHA-Werte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.4.3 Einfluss gelöster Gase auf die Kavitation in Pumpen . . . . . . 4.4.4 Gasvolumenanteil in der Pumpe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.4.5 Zulässige Saughöhen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5 Regelung von Kreiselpumpen über Drosselung oder Drehzahl . . . . . 4.5.1 Drosselregelung (Abb. 4.8) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5.2 Drehzahlregelung (Abb. 4.10) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.6 Entlüftung der Saugleitung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.7 Rohrleitungsdimensionierung für Kreiselpumpen . . . . . . . . . . . . . . . 4.8 Kreiselpumpen-Probleme . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

237 237 239 240 241 241

Regelventile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.1 Was ist wichtig bei der Auslegung und Auswahl eines Regelventils? . . . 5.2 Berechnungen des verfügbaren und des benötigten ΔPRV . . . . . . . . . 5.3 Regelventilauslegung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.4 Berechnung des kV-Werts nach DIN EN 60534 . . . . . . . . . . . . . . . . 5.4.1 kV-Wert-Ermittlung für flüssige Medien . . . . . . . . . . . . . . . 5.4.2 kV-Wert-Bestimmung für gasförmige Medien . . . . . . . . . . . 5.5 Ermittlung des maximal zulässigen Druckverlustes ΔPmax in Regelarmaturen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.5.1 Flüssigkeiten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.5.2 Gase und Dämpfe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.6 Geometriefaktor FP . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.7 Expansionsfaktor Y für Gase und Dämpfe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.8 Ventilkennlinien und Betriebskennlinien . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

265 265 267 269 272 272 273

3.11.4 3.11.5 3.11.6 3.11.7 Literatur . . . . 4

5

Auslegung von Ausdehnungsgefäßen für Heiz- und Kühlkreise . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionierung von Kondensatleitungen . . . . . . . . . . . . Flüssigkeitsausdehnung bei Erwärmung . . . . . . . . . . . . . . Druckstoßberechnungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Checkliste für Verrohrungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ............................................

241 244 246 247 248 248 250 251 254 260 263

274 274 274 276 278 279 284

Inhaltsverzeichnis

XIII

6

Rührbehälteranlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.1 Kriterien für die Rührerauswahl . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.2 Leistungsaufnahme von Rührern [1] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.3 Wärmeübergang im Rührbehälter [1, 8] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.4 Rührbehälteraußenbeheizung [9] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.5 Instationäres Heizen und Kühlen [7] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . . . . .

285 285 292 293 298 304 310

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen . . . . . . . . . . . . . . . 7.1 Vorgehensweise bei der Wärmetauscherauslegung . . . . . . . . . . . . . . 7.2 Informationen zu Wärmetauschern . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.1 Rohranordnung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.2 Beipass- und Leckageströmung auf der Mantelseite . . . . . . . 7.2.3 Umlenkbleche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.4 Technische Hinweise . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.2.5 Auswahl eines Rohrbündelwärmetauschers . . . . . . . . . . . . . 7.3 Wirksame Temperaturdifferenzen LMTD und CMTD für den Wärmeaustausch (Abb. 7.13) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3.1 Logarithmische Temperaturdifferenz LMTD für idealen Gegenstrom . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3.2 Temperaturdifferenz CMTD für mehrgängige Wärmetauscher TEMA-Typ E . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.3.3 Berechnung der korrigierten Temperaturdifferenz CMTD . . . . 7.3.4 Einfluss der Beipass-Strömung auf LMTD . . . . . . . . . . . . . 7.3.5 Mittlere gewogene Temperaturdifferenz WMTD . . . . . . . . . 7.4 Berechnung der Wärmeübergangszahlen und Druckverluste . . . . . . . 7.4.1 Rohrseitige Wärmeübergangszahl . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.4.2 Mantelseitige Wärmeübergangszahl . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.5 Druckverlustberechnungen in Rohrbündelwärmetauschern . . . . . . . . 7.5.1 Rohrseitiger Druckverlust ΔPR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.5.2 Mantelseitiger Druckverlust . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.6 Wärmedurchgangszahl und Temperaturprofil . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7.6.1 Berechnung der Wärmedurchgangszahl . . . . . . . . . . . . . . . 7.6.2 Berechnung des Temperaturprofils im Wärmetauscher . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

311 313 321 321 322 323 324 326

8

Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.1 Bauarten von Kondensatoren . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.2 Berechnung der Wärmeübergangszahlen bei isothermer Kondensation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.3 Kondensation mit Inertgas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

328 328 329 329 332 334 335 342 342 347 347 348 349 349 355 355

. .

357 358

. .

363 370

XIV

9

10

Inhaltsverzeichnis

8.4 Kondensation von Mehrstoffgemischen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.5 Differential- und Integralkondensation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.6 Verschiedenes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

371 375 375 377

Verdampfer . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.1 Verdampfungsprozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.2 Verdampferbauarten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.2.1 Thermosiphonverdampfer . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.2.2 Zwangsumlaufverdampfer (Abb. 9.3) . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.2.3 Entspannungsverdampfer (Abb. 9.4) . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.2.4 Rohrbündelverdampfer (Kettle-Verdampfer) . . . . . . . . . . . . 9.2.5 Interne Verdampfer . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.2.6 Fallfilm-Verdampfer (Abb. 9.6) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.3 Auslegung von Verdampfern für Blasensieden . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.3.1 Praktische Auslegung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.3.2 Dimensionierung von Kettle-Reboilern . . . . . . . . . . . . . . . . 9.4 Auslegung von Fallfilmverdampfern . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.5 Auslegung von Thermosiphonverdampfern . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.5.1 Erforderliche Umlaufmenge W im Thermosiphonkreislauf . . . . 9.5.2 Wärmeübergangszahlen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.5.3 Berechnung der Zweiphasendichte und der mittleren Dichte im Reboiler . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.5.4 Erforderliche Höhe H1 für den Thermosiphonumlauf (Abb. 9.14) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9.5.5 Auslegung von Riser- und Downcomerdurchmesser . . . . . . 9.5.6 Druckverluste im Thermosiphonumlauf . . . . . . . . . . . . . . . 9.5.7 Reboilerkennlinien . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

379 379 380 381 383 384 385 386 386 387 389 390 391 395 395 397

Fraktionierung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10.1 Kontinuierliche Fraktionierung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10.1.1 Materialbilanz . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10.1.2 Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewichte . . . . . . . . . . . . . . . . . 10.1.3 Berechnung von Mindestbodenzahl und Mindestrücklaufverhältnis [1] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10.1.4 Grafische Bodenzahlbestimmung nach McCabe-Thiele [1] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10.1.5 Rechnerische Bodenzahlbestimmung nach McCabe-Thiele [1] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10.1.6 Kolonnenbelastung [1] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

401 402 404 405 407 408

. . . .

409 409 409 411

.

417

.

420

. .

422 426

Inhaltsverzeichnis

11

12

XV

10.2

Diskontinuierliche Blasendestillation und Blasenstripper . . . . . . . . 10.2.1 Blasenrektifikation [1] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10.2.2 Blasenstripper . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

. . . .

431 431 437 440

Absorptions- und Desorptionskolonnen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.1 Gleichgewichte zur Auslegung von Absorptions- und Desorptionskolonnen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.2 Physikalisches Gleichgewicht (Gl. 1) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.2.1 Gleichgewichtsberechnung mit dem Henry-Koeffizienten H für überkritische Gase . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.2.2 Gleichgewichtsberechnung für ideale kondensierbare Dämpfe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.2.3 Gleichgewichtsberechnung für nicht ideale kondensierbare Dämpfe mit γ 6¼ 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.2.4 Berechnung der Gaslöslichkeit in der Flüssigkeit mit der Henry-Konstanten H: . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.3 Grafische Bodenzahlbestimmung für Absorption und Desorption (Abb. 11.3) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.4 Auslegen von Wäschern und Strippern . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.4.1 Absorptions-/Waschkolonnen (Abb. 11.4) . . . . . . . . . . . . . 11.4.2 Desorptions-/Stripperkolonnen (Abb. 11.7) . . . . . . . . . . . . 11.5 Umrechnung von NTUOG und NTUOL in theoretische Böden NT . . 11.6 Erforderliche Füllkörperhöhe HFüll . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

.

441

. .

441 441

.

443

.

444

.

445

.

445

. . . . . . .

446 449 449 454 458 458 459

. . . . . . . . . . . . . . .

461 461 461 463 468 468 468 473 473 474 475 476 476 477 478

Abluftreinigungsverfahren . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.1 Abluftströme mit geringen Lösemittelkonzentationen < 20 g/mN3 . . 12.1.1 Lösemittelentsorgung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.1.2 Lösemittelrückgewinnung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.2 Abluftströme mit hohen Lösemittelkonzentationen > 30 g/mN3 . . . . 12.2.1 Lösemittelentsorgung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.2.2 Lösemittelrückgewinnung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.3 Planungshinweise . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.3.1 Allgemeine Fehler . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.3.2 Kondensationsanlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.3.3 Absorptionsanlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.3.4 Membrananlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.3.5 Adsorberanlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12.3.6 Thermische Abluftreinigungsverfahren . . . . . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

XVI

Inhaltsverzeichnis

13

Mess- und Regeltechnik . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.1 Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen . . . . . . . . . 13.1.1 Temperaturmessungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.1.2 Druckmessungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.1.3 Niveaumessungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.1.4 Durchflussmessungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.2 Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen . . . . . . . . . 13.2.1 Druckregelung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.2.2 Differenzdruckregelung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.2.3 Temperaturregelung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.2.4 Niveauregelung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.2.5 Durchflussmengenregelung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.2.6 Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen . . . . . . . . . . . Literatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

479 479 479 482 484 489 495 495 497 499 501 503 505 508

14

Stoffdaten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

509

Stichwortverzeichnis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

519

1

Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Die Planung von Industrie- und Chemieanlagen ist ein sehr komplexer Vorgang, weil sehr viele unterschiedliche Anforderungen ineinander greifen wie Zahnräder. In Abb. 1.1 wird der Projektablauf für eine verfahrenstechnische Anlage dargestellt. Abb. 1.2 zeigt das Foto einer Chemieanlage. Üblicherweise unterteilt man die verschiedenen Planungsaufgaben in das Basic Engineering mit der eigentlichen verfahrenstechnischen Auslegung und das Detail Engineering mit Beschaffung, Bau und Montage Im Folgenden sind die einzelnen Phasen mit den Aufgaben aufgelistet.

1.1

Basic Engineering

1. Beschreibung der Aufgabenstellung und Erstellung eines Konzepts mit den erforderlichen Anforderungen: Verfahren, Produkte, Kapazität, Standort Zu empfehlen ist ein Fließbild für die Aufgabenstellung 2. Erforderliche Informationen zusammenstellen Allgemeine Daten über den Standort: Wetter, Bodenbelastbarkeit, Erdbeben Physikalische und sicherheitstechnische Stoffdaten Gesetze und Vorschriften: Druckbehälter und explosionsgefährdete Anlagen 3. Verfahrenstechnische Berechnungen mit Auslegung und Dimensionierung: Kolonnen mit Einbauten für das vorgegebene Trennproblem Verdampfer, Kondensatoren, Wärmetauscher, Kühler Pumpen, Ventilatoren, Verdichter Beheizung, Kühlung, Isolierung, Vakuum

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_1

1

2

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Projektabwicklung Isometrien + Materialauszüge

Behälter-/ApparateSpezifikationen

RI-Fließbilder

Wärmetauscher Energieversorgung Kondensatoren Verdampfer

Abb. 1.1 Projektablauf für eine verfahrenstechnische Anlage

Abb. 1.2 Waschkolonnen für Benzin

Aufstellungsplöne

Apparateberechnung Rohrleitungsdimensionierung Druckverlust/Festigkeit

Computer-Berechnungen

Fraktionierung Gleichgewichte Absorption Adsorption

Gesamt-Perspektiven

1.2

4.

5.

6. 7. 8. 9.

Detail Engineering

3

Rohrleitungen mit Armaturen, Pumpen, Regelventilen und Pumpenvorlagen Erfassung und Reinigung lösemittelhaltiger Abluft Erstellung der Verfahrensfließbilder mit den wesentlichen Aggregaten: Kolonnen, Behälter, Pumpen, Wärmetauscher, Verdampfer, Kondensatoren, Rührbehälter, Rohrleitungen, MSR-Ausrüstung einschließlich Betriebsbeschreibung der Anlagen mit Regelungs-/Steuerungskonzept und Hinweisen zur Sicherheitstechnik Energiefließbilder mit der Betriebsmittelversorgung für Dampf, Thermalöl, Kühlwasser, Kaltwasser, Druckluft, Inertgas, Beheizungs- bzw. Temperiersysteme mit Mengen, Drücken und Temperaturen Verbrauchsliste für Betriebsmittel erstellen Aufstellungsentwürfe mit den wesentlichen Apparaten und Behältern oder Tanks mit den großen Rohrleitungen Kostenschätzung auf Basis von Erfahrungswerten und Budgetanfragen für das Basisequipment und Betriebskostenabschätzung auf Basis der Investitionskosten Terminplan für Planung, Lieferung und Montagen Genehmigungsantrag Genehmigungsfließbilder mit Stoffströmen, Apparaten, Behältern, Maschinen und Rohrleitungen sowie Betriebsbeschreibung Angaben über Emissionen, Sicherheit, Wassergefährdung Aufstellungsentwürfe und Lageplan mit Baubeschreibung

1.2

Detail Engineering

1. Anfragespezifikationen erstellen für Apparate, Maschinen, Behälter, Armaturen, Regel- und Sicherheitsventile, MSR-Ausrüstung entsprechend den verfahrenstechnischen Anforderungen und den vorgeschriebenen Codes: DGRL, WHG und Anforderungen an den Explosionsschutz 2. Festigkeitsberechnungen für Apparate, Kolonnen, Behälter, Rührbehälter: Wandstärken von Mantel und Boden, Flansche, Rohrböden, gegenseitige Beeinflussung von Stutzen an Rührbehältern, zulässige Stutzenbelastung durch Thermospannungen von den Rohrleitungen 3. Listen für das erforderliche Equipment mit Daten Apparate, Behälter, Rührer, Pumpen, MSR-Ausrüstung, Regelventile, Rohrleitungen, Armaturen, E-Verbraucher, Kabel 4. Anfragen – Angebotsvergleich – Bestellung 5. Erstellung von detaillierten RI-Fließbildern mit Rohrleitungen und Instrumentierung 6. Aufstellungspläne mit Grundriss und Seitenansichten 7. Belastungspläne für Fundamente und Stahlbau 8. Statische Berechnungen der Fundamente und des Stahlbaus

4

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

9. Verrohrungspläne für Apparate, Behälter und Maschinen mit dem erforderlichen Anschluss-Piping und Rohrleitungsfließbildern 10. Spannungsberechnungen der Rohrleitungen mit Festpunkt- bzw. Stutzenbelastung 11. Auslegung der erforderlichen Isolierung für Apparate, Behälter und Rohrleitungen und einer möglichen Begleitheizung 12. Erstellung der Spezifikationen für Montagearbeiten Montage der Apparate und Stahlbau Isolierung von Behältern und Rohren MSR-Montage (elektrisch + pneumatisch) Erdarbeiten und Kanalisation

Verrohrung und Rohrhalterungen Strahlen und Anstreichen Kabelverlegung, E-Montage, Erdung Fundamente für Kolonnen + Stahlbau

13. Anfragen für Montagearbeiten – Angebotsvergleich – Bestellung 14. Auftragsverfolgung mit Terminen und Kontrolle der Zeichnungen und Berechnungen für die bestellten Lieferungen. Fertigungskontrolle bei den Lieferanten und Abnahme bei der Anlieferung 15. Kontrolle und Organisation der Montagearbeiten: Fundamente und Kanalisation Stahlbau errichten und Kabel verlegen Anlieferung und Aufstellung der Apparate und Maschinen mit Kran Verrohrung mit Einbau der MSR-Geräte Isolierung von Apparaten und Rohrleitungen E- und MSR-Montage Prüfungen und Inbetriebnahme

1.3

Projektmanagement

Mit Projektmanagement kann man keine verfahrenstechnische Anlage bauen, aber den organisatorischen Ablauf optimieren. Was ist Projektmanagement? Die Gesamtheit von Führungsaufgaben, -organisationen, -techniken und -mitteln für die Abwicklung eines Projekts (DIN 69901) 1. Frage: Was soll gebaut werden? Ein Tanklager, eine Rührbehälteranlage, eine Destillationsanlage oder ein neues Werk? 2. Frage: Wieviel Mitarbeiter mit welcher Qualifikation werden benötigt oder welches Ingenieurbüro ist für diese Aufgabenstellung geeignet?

1.3

Projektmanagement

5

3. Frage: In welchem Zeitraum kann oder soll das Projekt umgesetzt werden? Es wird ein Terminplan mit den einzelnen Aktivitäten und dem kritischen Pfad entworfen. 4. Frage: Wieviel kostet das Projekt? Vorgehensweise: 1. Definition des Ziels 2. Strukturierung des Projekts in Phasen ¼ zeitliche Abschnitte und Arbeitspakete mit Aufgabenlisten 3. Aufgliederung der Arbeitspakete oder Phasen in Aktivitäten ¼ Tasks 4. Zuweisung der Ressourcen zu jeder Aktivität (Spezialisten) 5. Bestimmung des Zeitbedarfs zu jeder Aktivität 6. Zeitliche Anordnung der Tasks 7. Projektverfolgung mit Soll-Ist-Vergleich für Termine und Kosten Hilfsmittel:

Balkenplan (Gannt-Diagramm) Netzplan (PERT-Diagramm) Aktivitätenliste (Outline-Diagramm) Mind Map (Visualisierung eines Strukturplans)

Im Folgenden sind Beispiele für die Strukturierung des Projekts „Vorplanung einer Chemieanlage“ und für die Aufgliederung von Arbeitspaketen in „Tasks“ aufgelistet. Strukturierung des Projekts „Vorplanung von Chemieanlagen“

Arbeitspaket • Konzept für die vorliegende Aufgabenstellung, z. B. Fraktionieranlage • Zusammenstellung der erforderlichen Basisdaten: Stoffdaten, Klima, Boden • Verfahrenstechnische Berechnungen mit Dimensionierung und Spezifikation: - Kolonnen zum Destillieren, Absorbieren oder Strippen mit Luft oder Dampf - Verdampfer, Kondensatoren, Wärmetauscher, Kühler - Behälter, Pumpen, Ventilatoren, Verdichter, Vakuumpumpen - Rohrleitungen, Armaturen, Regelventile, MSR-Ausrüstung • Erstellung von Verfahrensfließbildern und R+I-Schemata

Mitarbeiter 2

Zeit 1 Monat

1

1 Monat

4

3 Monate

1

3 Monate

1 1 2 1

2 Monate 1 Monat 2 Monate 1 Monat (Fortsetzung)

6

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Arbeitspaket • Energiefließbilder mit Betriebsmittelversorgung: Dampf, Druckluft, Wärmeträger, Kühlwasser, Stromversorgung, Stickstoff • Aufstellungsentwurf mit den wesentlichen Apparaten und Maschinen • Kostenschätzung • Terminplan für Planung, Lieferung und Montage

Mitarbeiter 1

Zeit 1 Monat

1

2 Monate

1 1

1 Monat 1 Monat

Aufgliederung verschiedener Arbeitspakete beim Bau einer Anlage in Tasks Tasks bzw. Aktivitäten für das Arbeitspaket: Wärmetauscherbeschaffung • Daten ermitteln: Mengen, Temperaturen, Werkstoff, physikalische Daten • Auslegung der Wärmetauscher ohne Festigkeitsberechnung • Erstellen von Spezifikationen mit Anfrageskizze und Stutzendimensionierung (DN und PN) und zulässige Stutzenbelastungen durch die Rohrleitung und Toleranzen Code: DGRL und WHG. Auslegung: AD 2000. Abnahme: TÜV. • Anfragen erstellen und verschicken mit Angebots- und Lieferdatum • Angebotsauswertung mit Beurteilung • Bestellen mit Zwischenterminen: Zeichnungen, TÜV-Kontrolle • Auftragsverfolgung: Berechnungs- und Zeichnungsprüfungen • Termin- und Qualitätskontrollen beim Lieferanten • Abnahmekontrolle beim Lieferanten • Lieferung mit Dokumentation: CE-Konformität, Gefahrenanalyse, technische Unterlagen • Montage und Verrohrung auf der Baustelle • Druckprüfung in der Anlage • Isolierung: Wärmeverlustberechnung, Spezifikation, Bestellung • Inbetriebnahme • Erstellung einer Wärmetauscherliste mit Daten Tasks bzw. Aktivitäten für das Arbeitspaket Pumpenbeschaffung • Zusammenstellung der Daten: Fördermengen und -höhen, Temperaturen, Dichten, Viskositäten, spezifische Wärmekapazitäten, Dampfdrücke, Werkstoff • Druckverlustberechnungen in den Druck- und Saugleitungen • Ermittlung der vorhandenen Anlagen-NPSH-Werte • Spezifikation erstellen: Code: DGRL, WHG, TA Luft, RL 2014/34/EU, technische Unterlagen • Anfragen verschicken mit Angebots- und Lieferdatum • Angebotsauswertung und Bestellung

1.3

• • • • • •

Projektmanagement

7

Auftragsverfolgung: Termine und Unterlagen, z. B. Fundamentpläne Abnahmeprüfung: Kennlinien prüfen Anlieferung mit Dokumentation und CE-Kennzeichnung Montage der Pumpen auf die Fundamente Inbetriebnahme der Pumpen Erstellen einer Pumpenliste mit Daten

Tasks bzw. Aktivitäten für das Arbeitspaket Verrohrung • Druckverlustberechnungen für die Dimensionierung von Nennweite und Nenndruck • Festlegung der Rohrklasse • Auflistung der Rohrleitungen mit Daten: Medium, Isolierung, Druck, Temperatur, Werkstoff • Erstellen von Isometrien mit Stücklisten • Erstellen von Armaturen-, Halterungs-, Dichtungs- und Schraubenlisten • Festigkeits-/Elastizitätsberechnung der Rohrleitung zur Kontrolle der Rohrleitungsspannungen und der Stutzenbelastungen an Apparaten/Pumpen durch Wärmedehnung, Druck und Gewicht • Spannungsanalyse nach ANSI B 31.3 oder DIN EN 13480 für kritische Rohrleitungen mit hohen Temperaturen, großen Wärmedehnungen und hohen Thermospannungen: Eingabe der Isometrie und Berechnungsart Ausgabe: Verformungsplots, Rohrleitungsspannungen, Spannungsschwingbreite, Kräfte an den Festlagern und Verschiebungen an den Gleitlagern • Basisdaten der Rohrleitungen zusammenstellen: Abmessungen und Gewichte, Festigkeitswerte, Fest- und Gleitlager mit Kräften und Verschiebungen • Erstellen der Spezifikationen mit Isometrien und Stücklisten sowie Richtlinien für die Montage von Rohrleitungen mit Dokumentation, CE-Kennzeichnung und Analyse der Gefahren und Risiken Code: DGRL, AD 2000 HP 100 R, WHG, TA Luft für Dichtungen und Armaturen • Anfragen erstellen und verschicken mit Angebots- und Montageterminen und den Richtlinien für Verrohrungsarbeiten • Angebotsauswertung und Bestellung mit Baustellen- und Montageordnung • Montage und Kontrollen: Ausführung, Maßhaltung, Schweißnahtprüfung • Schluss- und Druckprüfung und CE-Kennzeichnung • Beheizung und Isolierung gemäß Spezifikation • Inbetriebnahme Kommentar • In einem erfahrenen Planungsteam mit Ingenieuren benötigt man keinen bürokratischen Ablaufplan, der in der Praxis ohnehin oft Makulatur ist. Jeder weiß, was zu tun ist.

8

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

• In einer Planungsgruppe ohne Wissen über den Ablauf beim Bau einer Anlage und ohne Kenntnis über die Berechnung und Auslegung der technischen Ausrüstung hilft ein Projektmanagement gar nichts, wenn die Mitarbeiter nicht in der Lage sind, die anstehenden Probleme zu bearbeiten. • Das Projektmanagement hilft auch nicht, wenn die Mitglieder des Teams nicht organisieren können. „Organisieren kann man oder man kann es nicht“.

1.4

Aufgabenstellung

Vor Beginn der Planung sollte exakt geklärt werden, was gebaut werden soll. Was sind die Anforderungen? Im Folgenden sind beispielhaft die Spezifikationen für eine Fraktionierkolonne, eine Rührbehälteranlage und ein Tanklager zusammengestellt. Der Anlagenumfang sollte möglichst exakt spezifiziert werden. Am besten lässt sich der Umfang der neuen Anlage in einem Fließbild erfassen.

1.4.1

Spezifikation für eine Fraktionierkolonne

Das Fließbild ist in Abb. 1.3 dargestellt.

Abb. 1.3 Fraktionieranlage mit Einsatz- und Produktbehältern

1.4

Aufgabenstellung

9

Spezifikation für die Fraktionieranlage • Aufgabenstellung für die Kolonne mit Mengenbilanz: Einsatz, Destillat, Sumpfablauf und Seitenabzügen. • Zu ermitteln: erforderliche Bodenzahl und erforderliches Rücklaufverhältnis • Benötigte Ausrüstung • Pfahlgründung mit flüssigkeitsdichter Betonwanne und Stahlgerüst • Kolonne mit Seitenabzügen und Einbauten: Querstromböden, Füllkörper, Packungen • Verdampfer: Thermosiphon-, Kettle- oder Fallstromverdampfer • Kondensator, wasser- oder luftgekühlt • Wärmetauscher: Einsatzvorwärmer, Destillat- und Sumpfkühler • Pumpen: Einsatz-, Destillat-,Sumpf- und Seitenabzugspumpen • MSR-Ausrüstung: Einsatzmenge, Rücklauf, Druck, Beheizung, Niveau • Lagertanks und Produktionsbehälter • Erforderliche Betriebsmittel: Dampf oder Thermalöl, Kühl- oder Kaltwasser, Strom, • Druckluft, Inertgas Abb. 1.4 zeigt eine Fraktionierkolonne mit Zubehör.

1.4.2

Spezifikation für eine Rührbehälteranlage

Bei Rührbehälteranlagen (Abb. 1.5) kann die Aufgabenstellung sehr unterschiedlich sein: • Mischen und Homogenisieren von Flüssigkeiten, Dispersion von Gas in Flüssigkeiten • Auflösen von Feststoffen, Suspension von Feststoffen in Flüssigkeiten • Aufheizen und Kühlen von Produkten, Auskristallisieren von Produkten an der Behälterwand, Feststoffaustrag und Trocknung (Abb. 1.6). Oft müssen die verschiedenen Aufgaben in einem Reaktor durchgeführt werden. Zu ermitteln: Aufheiz- und Abkühlzeiten, Misch- und Reaktionszeiten Zur Ausrüstung gehören: • • • • • • •

Pumpen (Kreiselpumpen, Membranpumpen, Tauchpumpen), Rückflusskondensatoren, Wärmetauscher und Kondensatoren, Dekanter zur Phasentrennung, Filterpressen oder Zentrifugen oder Nutschen zur Feststoffabtrennung Erforderliche Zulaufstutzen: Chemikalien, Säure, Lauge, Dampf, Stickstoff MSR-Ausrüstung: Temperatur, Druck, Niveau, Durchfluss, Phasengrenze Betriebsmittel: Dampf, Kühlwasser, Strom, Stickstoff, Druckluft Abb. 1.7 zeigt das Foto einer Rührbehälteranlage

10

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Abb. 1.4 Fraktionieranlage mit Zubehör

1.4.3

Spezifikation für ein Tanklager

Im Fließbild (Abb. 1.8) ist ein Tanklager mit Gaspendelleitungen und Abluftreinigung dargestellt. Anforderungen: Lagerkapazitäten (m3) und Umschlagleistungen (m3/h) Benötigte Ausrüstung: • Flüssigkeitsdichte Tankgrube mit Tankfundamenten und Beschämung • Lagertanks mit Zubehör: Beschämung, Berieselung, Produktleitung, Begehung, Rührer,

1.4

Aufgabenstellung

11

Abb. 1.5 Rührbehälteranlage mit Kondensator und Dekanter

Waschen

Produkt

Filter D H2O

K Nutsche

Vak. Trockner

D K

Abb. 1.6 Feststoffabtrennung in einer Nutsche und Feststofftrocknung in einem Schaufeltrockner

12

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Abb. 1.7 Foto Rührbehälteranlage ρmax = 40 mbar Gasometer

TKW Verladung

1–5 mbar

Abluftreinigung

ρmax = 10 mbar

ρmax = 10 mbar

ρmax = 10mbar

Tank

Tank

Tank

Tankbefüllung Benzin

Abb. 1.8 Lagertanks mit Gaspendelung und Gasometer

1.4

• • • • • • • • • • •

Aufgabenstellung

13

Beheizung, Über- und Unterdruckventile, Detonationssicherungen, Doppelboden mit Vakuumkontrolle von Leckagen, Kompensatoren bei unterschiedlichen Setzungen von Tanks und Rohrleitungen Pumpen und Rohrleitungen entsprechend der geforderten Umschlagleistung, z. B. 200 m3/h, Schaumpumpe und Berieselungswasserpumpe für das Feuerlöschsystem mit Rohrleitungen Abfüllstationen mit Ladearmen für TKW- und KWG-Befüllung Entladestationen für Schiffe und Kesselwagen Emissionsvermeidung durch Pendelung, Gasometer, Abluftreinigung MSR-Ausrüstung: Niveau, Peiltisch, Temperatur, Überdruck beim Inertisieren Erforderliche Betriebsmittel: Dampf, Schaumwasser, Berieselungswasser, Inertgas Abb. 1.9 und 1.10 zeigen Fotos von Tanklägern

Abb. 1.9 Foto Tanklager für brennbare Flüssigkeiten

14

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Abb. 1.10 Foto Tank- und Behälterlager

1.5

Erforderliche Informationen für die Planung

Wenn man an einem neuen Standort eine Anlage errichten will, benötigt man folgende Daten.

1.5.1 • • • • • • •

Allgemeine Standortinformationen

Geländeplan mit Höhenangaben und Koordinaten Bodenbelastbarkeit im Hinblick auf Pfahlgründungen und mögliche Setzungen Klimadaten: Temperaturen, Wind, Schnee, Erdbeben, mögliche Hochwasser Versorgung mit Strom, Wasser, Brennstoffen, Dampf Transportmöglichkeiten: Straße, Schiene, Wasser Personalsituation und übliche Standards Zuverlässige Lieferanten und Montagefirmen

1.5

Erforderliche Informationen für die Planung

1.5.2

15

Physikalische Daten

Für die verfahrenstechnischen Berechnungen benötigt man die Stoffdaten der verschiedenen Komponenten. Tab. 1.1 zeigt die Stoffdaten von Isobutanol.

1.5.3

Sicherheitstechnische und umweltrelevante Daten

Bei brennbaren Stoffen müssen explosible Brennstoff-Luft-Konzentrationen vermieden werden. Was sind die Kriterien für die Explosionsfähigkeit bzw. Brennbarkeit? Ein Brennstoff-Luft-Gemisch ist explosibel, wenn die Konzentration innerhalb des Zündbereichs zwischen der unteren Zündgrenze Zu ¼ UEG und der oberen Zündgrenze Zo ¼ OEG liegt. Mit zunehmender Temperatur spreizt sich der Brennbarkeitsbereich. Die untere Explosionsgrenze UEG ist die Mindestbrennstoffkonzentration (Vol.-%) für die Brennbarkeit eines Brennstoff-Luft-Gemisches bei Umgebungstemperatur. Die sicherheitstechnischen Daten können aus der Datenbank „CHEMSAFE“ [1] oder Tab. 1.1 Physikalische Daten von Isobutanol Komponente Formel Molgewicht Kochpunkt Gefrierpunkt Verdampfungswärme Dichte Ausdehnungskoeffizient Viskosität Oberflächenspannung Flammpunkt Selbstentzündung UEG OEG Spezifische Wärmekapazität Verdampfungsenthalpie Dampfdruck Löslichkeit in Wasser Wasserlöslichkeit Biologischer O2-Bedarf Chemischer O2-Bedarf

Isobutanol C4H10O 74 108  C 108  C 564 kJ/kg am Siedepunkt 807 kg/m3 bei 20  C 0,00095 pro  C 3,96 mPas bei 25  C 22,9 mN/m bei 20  C 25  C 430  C 16.000 ppm 109.000 ppm 2,4 kJ/kg K 698 kJ/kg 0,010 bar bei 20  C 8,7 Gew.-% bei 25  C 15 Gew.-% bei 25  C in Isobutanol 1,62 Gew.-% 2,6 Gew.-%

16

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Handbüchern [2–5] entnommen werden. Für die meisten Kohlenwasserstoffe liegt die UEG-Konzentration bei ca. 50 % der stöchiometrischen Brennstoffkonzentration für die Verbrennung. Unterhalb der UEG-Konzentration ist das Gemisch bei Raumtemperatur nicht zündfähig. Bei der Verbrennung eines Brennstoff-Luft-Gemisches an der unteren Explosionsgrenze wird von einigen Ausnahmen wie H2, C2H2 und H2S abgesehen eine Wärmemenge von 42 kJ/g-Mol freigesetzt. Diese Energie reicht für das Aufheizen der entstehenden Rauchgase auf eine Temperatur von ca. 1300  C. Der untere Explosionspunkt UEP einer brennbaren Flüssigkeit ist die auf einen Druck von 1,013 bar bezogene Temperatur ( C), bei der die Brennstoffkonzentration in der Luft den UEG-Wert erreicht. Den UEP-Wert kann man mit Hilfe der Antoine-Konstanten A, B und C für den Dampfdruck berechnen [4, 6]. Einige Antoine-Werte sind in Kap. 14 aufgelistet. UEP ¼

B
  C ðC Þ UEG  Pges A  lg 100

Beispiel 1.5.3.1: Berechnung des Explosionspunkt UEP für Hexan

UEG ¼ 1 Vol.-% A ¼ 7,0027 B ¼ 1171,53

C ¼ 224,366

Pges ¼ 1013 mbar

B
C UEG  Pges A  lg 100 1171,53 UEP ¼    224,366 ¼ 29 C 1  1013 7,0027  lg 100 UEP ¼

Der Flammpunkt ist die gemessene Flüssigkeitstemperatur, bei der genügend Dämpfe für eine Zündung an einer offenen Flamme freigesetzt werden. Meistens liegt der Flammpunkt einige Grad höher als der berechnete UEP-Wert. Die obere Explosionsgrenze OEG ist die maximale Brennstoffkonzentration, bei der das Gemisch noch brennbar ist. Nur im Konzentrationsbereich zwischen UEG und OEG besteht Explosionsgefahr.

1.5

Erforderliche Informationen für die Planung

17

Die folgenden Beispiele für die untere und obere Explosionsgrenze zeigen, dass sich der Zündbereich bei höherer Temperatur erweitert Bei 20  C UEG (Vol.-%) 1,5 1,4 1,0

Butan Pentan Hexan

OEG (Vol.-%) 8,5 7,8 8,1

Bei 500  C UEG (Vol.-%) 0,5 0,46 0,33

OEG (Vol.-%) 14,1 13,0 13,5

Bei steigender Temperatur erweitert sich der Zündbereich! In Abb. 1.11 wird die Verbreiterung der Explosionsgrenzen für Methan gezeigt. Eine Möglichkeit zur Vermeidung der Explosionsgefahr ist die Absenkung des Sauerstoffgehalts durch Inertisierung mit Stickstoff oder CO2 [6, 7]. Im Folgenden ist die erforderliche Mindestsauerstoffkonzentration SGK für die Brennbarkeit einiger Kohlenwasserstoffe beim Inertisieren mit Stickstoff oder CO2 aufgelistet. 30

Methan in Mol-%

25

20 °C 100 °C 200 °C 300 °C 400 °C

20

15

10 Explosionsbereiche 5

0

0

10

20

30 40 50 60 zusätzlicher Stickstoff in Mol-%

70

Abb. 1.11 Zündgrenzenerweiterung von Methan bei höherer Temperatur (3.6)

80

18

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Sauerstoffgrenzkonzentrationen SGK aus BGR 104: Komponente Methan Propan Butan Hexan Propylen Benzol Toluol

O2max in CO2 (Vol.-%) 13,7 12,6 12,0 11,6 12,6 11,8 12,9

O2max in N2 (Vol.-%) 9,9 9,8 9,6 9,3 9,3 8,5 9,6

Mit steigender Temperatur sinkt der SGK-Wert um ca. 10 % pro 100  C Temperaturerhöhung. Unterhalb des SGK-Werts ist das Gemisch nicht zündfähig. Deshalb wird in der Praxis der Sauerstoffgehalt durch Einspeisung von Inertgas reduziert. Zusammenfassung Die Zündung eines Brennstoff-Luft-Gemisches ist ausgeschlossen, wenn • durch Verdünnung mit Luft die UEG-Konzentration unterschritten wird, • durch Aufsättigung mit Brennstoff die OEG-Konzentration überschritten wird, • durch Inertisierung der SGK-Wert unterschritten wird.

1.5.4

Vorschriften für überwachungsbedürftige Anlagen

Was sind überwachungsbedürftige Anlagen? • Druckbeaufschlagte Anlagen: Druckbehälter, Dampfkessel, Rohrleitungen • Lagerung und Abfüllung von brennbaren Flüssigkeiten • Explosionsgefährdete Anlagen Zu beachten sind die folgenden Gesetze: Gerätesicherheitsgesetz Abfallgesetz Wasserhaushaltsgesetz

Chemikaliengesetz Bundesimmissionsschutzgesetz Arbeitsschutzgesetz

In der Praxis arbeitet man mit den Verordnungen: Betriebssicherheitsverordnung Gefahrstoffverordnung 6. GPSGV: Einfache Druckbehälter

1.5

Erforderliche Informationen für die Planung

19

9. GPSGV: Maschinen 11. GPSGV: Explosionsschutz 14. GPSGV: Druckgeräte (DGRL ¼ Druckgeräterichtlinie) Hilfestellung erhält man durch die Technischen Regeln • für Betriebssicherheit (TRBS) und • für Gefahrstoffe (TRGS) • und Unfallverhütungsvorschriften (DGUV) z. B. EX-RL (DGUV 113-001 Zündgefahren durch statische Aufladung)sowie Richtlinien und Normen • VDI-/VDE-Richtlinien und -Normen; DIN, EN, ISO Aus der Gefährdungsbeurteilung nach Betriebssicherheitsverordnung (BetrSichV), TRBS, TRGS und DIN EN 12100 ergeben sich • die Beschaffenheitsanforderungen nach DGRL und RL 2014/34 bzw. ATEX 95 und • die Betriebsanforderungen nach BetrSichV und RL 1999/92/EG bzw. ATEX 137 Umfang der Gefahrenanalyse: • • • • •

Beschreibung des bestimmungsgemäßen Betriebs mit Risikobewertung Definition des Prüf- und Instandhaltungskonzepts Abnahme von Anlageteilen und Montagen durch Betreiber: Apparat oder Maschine mit Betriebsanleitung und Konformitätserklärung prüfen Betriebsanweisungen erstellen und Prüfungen festlegen

Hilfestellung für die Gefahrenanalyse: • TRBS 1111: Gefährdungsbeurteilung • TRBS 2152: Explosionsgefährdung • TRBS 2154: Explosionsschutzdokument Im Folgenden sind die Anforderungen an die technische Ausrüstung aufgelistet. In den Anfragen für Apparate, Behälter, Maschinen, Rohrleitungen, MSR-Technik etc. müssen die in den Vorschriften enthaltenen Spezifikationen berücksichtigt werden.

1.5.4.1 Druckbehälter und Dampfkessel mit einem Innendruck > 0,5 bar Beschaffenheitsanforderungen: 14. GPSGV (DGRL) und WHG

20

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Nach dem Gefährdungspotenzial unterscheidet man die Kategorien I–IV für Druckbehälter. Das Gefährdungspotential ist abhängig vom Produkt P  V und von der Fluidgruppe. Die Kategorie für Druckbehälter und Rohrleitungen wird mit Hilfe der Diagramme 1–5 in der Druckgeräterichtlinie bestimmt. Aus Abb. 1.12 geht hervor, welches Diagramm anzuwenden ist. Abb. 1.13 zeigt das Diagramm 3 für Flüssigkeiten. Auf der Abszisse ist das Volumen, auf der Ordinate der Druck aufgetragen. In den Modulen (siehe Abb. 1.14) werden für die verschiedenen Kategorien die Konformitätsverfahren beschrieben, die zur Sicherstellung der in der Druckgeräterichtlinie vorgeschriebenen Anforderungen dienen. Beispiel Modul G: EG-Einzelprüfung Es wird in einer Einzelprüfung sichergestellt, dass das Druckgerät die Anforderungen der DGRL erfüllt. Der Hersteller erstellt die Zeichnungen und Berechnungen, die von der BS, z. B. TÜV, geprüft werden (Vorprüfung): Werkstoff – Arbeitsverfahren – Qualifikation Schlussprüfung durch BS ¼ Notifizierte Stelle BS-Pflicht: BS-Nr. und Konformitätserklärung über die vorgenommenen Prüfungen Herstellerpflicht: CE-Kennzeichnung und Konformitätserklärung mit Analyse der Gefahren und Risiken und Betriebsanleitung mit Benutzeranweisung Betreiberpflicht: Gefährdungsbeurteilung, Installation und Einbindung in die Anlage, Prüfung vor Inbetriebnahme

Druckgeräte-Typ

Behälter

Rohrleitungen

Überhitzungsgefährdete Dampf-/Helßwassererzeuger mit T>110 °C

Kompressibilität

Kompressibilität

Gase, Dämpfe, überhitzte Flüssigkeiten

Nicht überhitzte Flüssigkeiten

Gase, Dämpfe, überhitzte Flüssigkeiten

Nicht überhitzte Flüssigkeiten

Fluidgruppe

Fluidgruppe

Fluidgruppe

Fluidgruppe

Gr. 1

Gr. 2

Gr. 1

Gr. 2

Dia. 1

Dia. 2

Dia. 3

Dia. 4

Dia. 5

Gr. 1

Gr. 2

Gr. 1

Gr. 2

Dia. 6

Dia. 7

Dia. 8

Dia. 9

Abb. 1.12 Einstufungssystematik für Druckbehälter und Rohrleitungen

1.5

Erforderliche Informationen für die Planung

V< 1L

PS [bar]

II

III

V< 1L

500 200

21

PS = 500 bar

PS

V>

II

20

0

10

PS = 10 bar I

Art 3Abs. 3

PS = 0,5 bar

0,5 1

400

V [I]

Abb. 1.13 Diagramm 3 aus EG-Richtlinie 2014/68EU

Kategorie I

Modul / Modulkombination A Interne Fertigungskontrolle

II

A2 Interne Fertigungskontrolle mitÜberwachung der Abnahme D1 Qualitätssicherung Produktion E1 Qualitätssicherung Produkt

III

B + D EG-Entwurfsprüfung + Qualitätssicherung Produktion B + F Entwurfsprüfung + Prüfung Produkte B + E EG-Baumusterprüfung + Qualitätssicherung Produkt B + C2 EG-Baumusterprüfung + Konformität mit der Bauart H Umfassende Qualitätssicherung

IV

B + D EG-Baumusterprüfung + Qualitätssicherung Produktion B + F EG-Baumusterprüfung + Prüfung Produkte G EG-Einzelprüfung H1 Umfassende Qualitätssicherung mit Entwurfsprüfung und besonderer Überwachung der Abnahme

Abb. 1.14 Zuordnung der Module zu den Kategorien nach Anhang II DGRL

22

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Empfohlener Code: AD 2000 BS ¼ TÜV Prüffrist 5 Jahre Modul G In Abb. 1.15 ist der Beschaffungsablauf für Druckgeräte nach DGRL dargestellt.

Bereitstellung

1.5.4.2 Rohrleitungen mit einem Innendruck > 0,5 bar Beschaffenheitsanforderungen: 14. GPSGV (DGRL) und WHG Nach dem Gefährdungspotenzial unterscheidet man die Kategorien I–III für Rohrleitungen. Das Gefährdungspotenzial ist abhängig vom Produkt PB  DN und von der Fluidgruppe. Die Einstufung in die Kategorien erfolgt nach den Diagrammen 6–9 in der DGRL. PB ¼ Betriebsdruck der Rohrleitung DN ¼ Nennweite der Rohrleitung Hinweis: Es gilt nicht die gewählte Druckstufe, z. B. PN 16, sondern der tatsächliche Betriebsdruck. Abb. 1.16 zeigt das Diagramm 8 für Flüssigkeiten. In Abb. 1.17 sind die zu erstellenden Dokumente und Bescheinigungen für verschiedene Module nach DGRL aufgelistet. Herstellerpflicht: CE-Kennzeichnung und Konformitätserklärung und Dokumentation gemäß Kategorie/Modul und Betriebsanleitung mit Benutzeranweisung Betreiberpflicht: Gefährdungsanalyse und Einbindung in die Gesamtanlage Empfehlung: Spannungsanalyse mit Kontrolle der Stutzenbelastungen

Bestellspezifikation Anlagenplanung/ Sicherheitsbetrachtung

Hersteller

Betreiber

Montage, Installation Gefährdungsbeurteilung (Sicherheitstechnische Bewertung)

Gefahrenanalyse Auslegung, Konstruktion Herstellung Konformitätsbewertung

Lieferumfang Prüfung vor Inbetriebnahme

Druckgerät/Baugruppe Begleitdokumentation

Betrieb

Abb. 1.15 Beschaffungsablauf für Druckgeräte nach DGRL (BG Chemie)

1.5

Erforderliche Informationen für die Planung

23

PS [ bar ] III

III

DN > 25

500

PS = 500 bar

80

II PS

10 Art. 3 Abs. 3

DN

>

PS = 10 bar 20

00

I PS = 0,5 bar

0,5 25

4000

200

Nennweite DN

Abb. 1.16 Diagramm 8 zur Bestimmung der Kategorien für Flüssigkeiten nach DGRL

Artikel 3

Modul

Modul

Modul

Absatz 3

A

A2

G X

Entwurfsprüfung

X

Konformitäts-Bescheinigung Konformitäts-Erklärung

X

X

X

X

X

X

Betriebsanleitung

X

Benutzungsanweisung

X

X

X

X

Zusätzliche Bescheinigungen über Hersteller- und Errichterbescheinigung

X

X

X

X

Technische und geometrische As-built-Isometrie

X

X

X

Übergabe der Gütenachweise bei Verwendung von Werkstoffen

X

X

X

Berichte über zerstörungsfreie Prüfungen und weitere Prüfbescheinigungen

Schlussprüfung, Druckprüfung, Übergabeprotokoll

mit Gütenachweisen 3.1 C oder 3.2 nach EN 10204 an Betreiber

Abb. 1.17 Erforderliche Dokumentation von Rohrleitungen nach DGRL

Empfohlener Code AD 2000 HP 110 R oder DIN EN 13480 BS ¼ TÜV Spannungsanalyse mit Stutzenbelastungen Hinweis: Bei Behältern und Rohrleitungen für wassergefährdende Stoffe sind zusätzlich das Wasserhaushaltsgesetz WHG, die Verordnung AwSV zum Umgang mit wassergefährdenden Stoffen und die Technischen Regeln für wassergefährdende Stoffe TrwS zu beachten, z. B. § 19 WHG mit der Fachbetriebspflicht.

24

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

1.5.4.3 Lagerung und Abfüllung brennbarer Flüssigkeiten In Abb. 1.8 ist das Fließbild eines Tanklagers dargestellt. Für Lagertanks gilt DIN 4119 oder EN 14015 für einen maximalen Unterdruck von 10 mbar und einen maximalen Überdruck von 20 mbar. Zum Teil werden auch Druckbehälter nach DGRL zum Lagern brennbarer Flüssigkeiten eingesetzt. Mit Druckbehältern kann die Atmungsemission vermieden werden. Die besonderen Gefahren beim Lagern und Abfüllen liegen zum einen in der Explosionsgefahr von explosiblen Brennstoff-Luft-Gemischen, zum anderen in der Verunreinigung des Grundwassers bei Leckagen. Das Gefahrenpotenzial für Explosionen ergibt sich aus der Lagermenge und dem Gefährlichkeitsmerkmal in Abb. 1.18 nach der Gefahrstoff-VO, das Gefährdungspotenzial für den Gewässerschutz aus der Wassergefährdungsklasse WGK der gelagerten Flüssigkeit. Beschaffenheitsanforderung BetriebssicherheitsVO und GefahrstoffVO und ATEX 95 und WHG (§ 19) Detaillierte Vorschriften: TRGS 510 und VdTÜV MB 967 (11.2010) In explosionsgefährdeten Bereichen erforderlich Explosionsschutzdokument nach ATEX 137 für Installation, Wartung und Prüfungen Gewässerschutz: Doppelboden mit Vakuumkontrolle und flüssigkeitsdichte Wanne oder Doppelmantel mit Vakuumkontrolle

Flammpunkt

Gefährlichkeitsmerkmale nach GefStoffV

Gefahrklassen nach VbF**)

< 0 °C

Hochetzündlich*) (F+)

Al, B

von 0 °C bis unter 21 °C

Leichtentzündlich (F)

Al, B

von 21 °C bis 55 °C

Entzündlich (R10)

All

über 55 °C bis 100 °C

-

Alll

> 100 °C

-

-

*) wenn zusätzlich Siedebeginn < 35 °C, sonst Einstufung als leichtentzündlich“ ” **) aufgehoben, darin Abgrenzung zu Feststoffen (Stoffe mit Flammpunkt, die bei 35 °C weder fest noch salbenförmig sind) und Gasen (Stoffe mit Dampfdruck ≤3 bar bei 50 °C)

Abb. 1.18 Gefährlichkeitsmerkmale nach der Gefahrstoff-VO

1.5

Erforderliche Informationen für die Planung

25

1.5.4.4 Anlagen in explosionsgefährdeten Bereichen Wenn in Produktionsanlagen, Tanklägern oder an Abfüllstationen explosionsfähige Gemische entstehen können, muss jede Möglichkeit zur Zündung des brennbaren Gemisches vermieden werden. Die Zündung kann durch elektrische und nichtelektrische Geräte erfolgen, z. B. durch • Zündfunken bei elektrischen Geräten • Hitzebildung durch mechanische Reibung • Funkenbildung durch elektrostatische Aufladung Beschaffenheitsanforderungen für Geräte, Maschinen und Schutzsysteme: 11. ProdSV bzw. RL 2014/34/EU Nachweis: EG-Baumusterprüfbescheinigung von benannter Stelle, z. B. TÜV, und CE-Kennzeichnung, aber nicht für alle Kategorien. Die Beschaffenheitsanforderungen nach RL 2014/34/ EU (ATEX 95) gelten für: Elektrische Geräte: • • • • •

Motoren (Ex d und Ex e) Kabel, Verteiler Schalter und MSR-Ausrüstung (Ex i)

Nichtelektrische Geräte: • Pumpen, Verdichter, Vakuumpumpen, Getriebe, Kupplungen, Ventilatoren • Mühlen, Förderbänder, Elevatoren und Zellenradschleusen, z. B. Pumpen mit Temperaturanstieg in der Magnetkupplung oder der GLD • Gebläse für Zone 0 mit Detonationssicherungen • Absperrklappen für Zone 0 mit leitfähigem PTFE • oder Armaturen mit pneumatischem Antrieb, Ex-geschützten Magnetventil • und Ex-i-Näherungsinitiator für Zone 1 Schutzsysteme: • Flammendurchschlags-, Deflagrations- und Detonationssicherungen Entsprechend der Gefährdung werden die Anforderungen in verschiedene Kategorien eingeteilt: Kategorie 1G für Gase und Dämpfe in Ex-Zone 0 (> 10 % explosibel) Kategorie 2G für Gase und Dämpfe in Ex-Zone 1 (< 1 % explosibel)

26

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Kategorie 3G für Gase und Dämpfe in Ex-Zone 2 Erforderlich sind die Baumusterprüfbescheinigungen für Kategorie 1 und 2. Erforderliche Explosionsschutzangaben bei einer Anfragespezifikation: Zündschutzarten für Elektro- und MSR-Geräte: Zone „d“ ¼ Druckfeste Kapselung für Motoren, Schaltanlagen, Leuchten „e“ ¼ Erhöhte Sicherheit für Motoren, Klemmen, Anschlusskästen „de“ ¼ Kombination der Zündschutzarten „d“ und „e“ für Schaltgeräte „p“ ¼ Überdruckkapselung für Schalt-, Steuer- und Analysegeräte „m“ ¼ Vergusskapselung für Befehls-, Melde- und Anzeigegeräte „i“ ¼ Eigensicherheit für MSR-Technik „Ex ia“ ¼ Eigensicher bei 2 Fehlern, geeignet für Zone 0 „Ex ib“ ¼ Eigensicher bei 1 Fehler, geeignet für Zone 1

0

ma ia

1 db eb

2 dc ec

px mb ib

pz mc ic

Explosionsgruppen für unterschiedlich gefährliche Stoffe IIA ¼ Ungefährlichste Klasse: Propan, Aceton, Benzin, Benzol, Ethan IIB ¼ Mittlere Gefahrenklasse: Ethylen, Ethylglykol IIC ¼ Gefährlichste Klasse: Wasserstoff, Schwefelkohlenstoff, Acetylen Temperaturklassen für verschiedene Zündtemperaturen T1 T2 T3 T4 T5 T6

450  C: Methanol, Aceton, Benzol, Ammoniak, Ethan, Methan 300  C: Butan, Acetylen, Ethylen, Ethanol 200  C: Hexan, Benzin, Diesel, Heizöl, Schwefelwasserstoff 135  C: Ethylether, Acetaldehyd 100  C: 85  C: Schwefelkohlenstoff

Beispielspezifikation für Benzin Ex db IIA T3 Gb für Motoren und Schalter in Zone 1 (Kategorie 2G) Ex ia IIA T3 Ga für MSR-Einrichtungen in Zone 0 (Kategorie 1G) Beispielspezifikation für Ethylen • Ex ib IIB T2 Gb für MSR-Einrichtungen in Zone 1 (Kategorie 2G) • Ex db eb IIB T2 Gb für Schaltgeräte in Zone 1 • Ex db IIB T2 Gb für Motoren in Zone 1

1.5

Erforderliche Informationen für die Planung

27

Wo ist mit explosiblen Brennstoff-Luft-Gemischen zu rechnen? • • • • • • •

In Produktionshallen mit brennbaren Stoffen durch Leckagen In Lagerräumen oder Tanklägern durch Emissionen und Leckagen An Pumpen für brennbare Flüssigkeiten durch Leckagen Im Auffangbecken unter Destillations- oder Extraktionsanlagen An Abfüllstationen für brennbare Flüssigkeiten Im Gasraum über Produktions- oder Lagerbehältern für brennbare Stoffe Beim Absaugen lösemittelhaltiger Abluft

In der RL 1999/92/EG (ATEX 137) sind die Mindestvorschriften für den Betreiber zum Schutz der Arbeitnehmer bei Montage, Installation, Betrieb, Wartung und Prüfungen enthalten. Es muss ein Explosionsschutzdokument mit Zoneneinteilung zur Festlegung des Gefahrenbereichs und eine Risikoabschätzung für den Arbeitsplatz erstellt werden Hinweis In der TRGS 727 (Elektrostatik) der BG Chemie werden Maßnahmen zur Reduzierung der Gefahren durch elektrostatische Aufladungen beschrieben, z. B. • beim Rühren schlecht elektrisch leitfähiger Kohlenwasserstoffe, z. B. Testbenzin, oder • beim Abfüllen von durch die Strömung aufgeladenen brennbaren Produkten oder • beim Durchströmen von lösemittelhaltiger Abluft durch PTFE-Klappen.

1.5.4.5 Umweltschutzbestimmungen Das Bundesimmissionsschutzgesetz (BIMSCH) soll die Verschmutzung der Umwelt verhindern. Es werden die Emissionen von Schadstoffen und Lärm begrenzt. Bereits bei der Beantragung der Genehmigung wird geprüft, ob unzulässige Emissionen auftreten. In den Abb. 1.19 und 1.20 werden Beispiele für Emissionen bei der Tankatmung und beim Befüllen gezeigt. Erläuterung zu den Abb. 1.19 und 1.20: Abb. 1.19: Nachts kühlt das Gas im Tank ab. Der Druck sinkt. Es wird Luft eingesaugt. Die eingesaugte Frischluft wird mit Lösemitteldämpfen beladen. Am Tag erwärmt sich das Gas im Tank. Es entsteht ein Überdruck. Die lösemittelhaltige Abluft strömt ins Freie. Abb. 1.20: Von der Raffinerie und aus Tankwagen werden 700 m3/h Benzin in einen Lagertank gepumpt. Dadurch werden 700 m3/h benzinhaltige Abluft aus dem Tank verdrängt. Aus dem anderen Tank werden 400 m3/h Benzin in einen Tankwagen gepumpt. Durch die Beladung der Luft aus dem Tankwagen mit Benzindämpfen erhöht sich das in den Tank strömende Abgasvolumen aus dem Tankwagen auf 480 m3/h.

28

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen Night 150 m3 / d

Day 150 m3 / d

VG = 5000 m3

Abb. 1.19 Atmungsemissionen aus einem Lagertank

80 m3 /h

700 l/h

tank truck

500 m3 /h

tank car

200 m3 /h

400 m3 /h

700 m3 /h

vapor balance

480 m3 /h

∼ 80 l/h

Vapor Recovery Unit

Abb. 1.20 Befüllemissionen

Die wichtigsten Verordnungen des BIMSCH sind: 4. BIMSCH-V.: Genehmigungsbedürftige Anlagen 9. BIMSCH-V.: Genehmigungsverfahren 12. BIMSCH-V.: Störfallverordnung 20. BIMSCH-V.: Lagerung und Umfüllung von Ottokraftstoffen 31. BIMSCH-V.: Lösemittelverordnung

From Refinery

1.6

Verfahrenstechnische Auslegung mit Betriebsmittelbedarf

29

Praktische Folgerungen aus dem BIMSCH bzw. der TA Luft: Maximale zulässige Emissionen: 50 mg/mN3 oder maximal 0,5 kg/h Technische Anforderungen an Pumpen, Armaturen und Flanschverbindungen bei einem Lösemitteldampfdruck > 13 mbar bei 20  C • • • • • •

Pumpen: Spaltrohrmotor- oder Magnetkupplungspumpen oder Mehrfach-GLD Flanschverbindungen: Leckrate < 104 mbar l/s m nach VDI 2440 Armaturen < 250  C: Leckrate < 104 mbar l/s m Armaturen > 250  C: Leckrate < 102 mbar l/s m Empfehlung: Armaturen mit Faltenbalg oder federbelasteter Stopfbuchse Nachweis: TA-Luft-Zertifikat vom Lieferanten für Dichtungen und Armaturen

1.5.4.6 Prüffristen

Druckbehälter Dampfkessel Rohrleitungen Ex-Schutz-Geräte Tanklager Abfüllstellen

1.6

5 Jahre 3 Jahre 5 Jahre 3 Jahre 5 Jahre 5 Jahre

Festigkeit 10 Jahre Festigkeit 9 Jahre Festigkeit 5 Jahre

Verfahrenstechnische Auslegung mit Betriebsmittelbedarf

Alle Anlagenteile müssen für die vorgesehene Kapazität ausgelegt werden. Es entstehen Fließbilder mit Mengen- und Energiebilanzen, Temperaturen und Drücken. Es wird eine Verbrauchsliste mit dem Betriebsmittelbedarf erstellt. Verbrauchsliste Stromanschluss Transformatorleistung Brunnenwasser Stadtwasser Flusswasser Kühlwasser Feuerlöschwasser Feuerlösch-Schaum Heizgas Heizöl

kVA kVA m3/h m3/h m3/h m3/h m3/h kg m3/h kg/h (Fortsetzung)

30

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Druckluft Stickstoff Thermalölanlage Dampf 3 bar Dampf 12 bar Wasseraufbereitung Kondensatanfall Abwasser

mN3/h mN3/h kW kg/h kg/h m3/h m3/h m3/h

Für jede einzelne Anlage bzw. jeden einzelnen Apparat muss der Betriebsmittelbedarf ermittelt werden, um eine „Verbrauchsliste“ für die Gesamtanlage oder das Gesamtwerk zu erstellen. Alle die Informationen aus der Verbrauchsliste benötigt man für die Planung von Nebenanlagen: • • • • • • • •

Dampfkessel mit Wasseraufbereitung Thermalölanlage Kühlwasserversorgung mit Kühltürmen oder Luftkühlern Kläranlage und Kanalisation Druckluft- und Stickstoffversorgung Feuerlöschsystem mit Schaummittel und Berieselungswasser Trafostation mit Stromverteilung und Erdung Gebäude und Waagen für TKW/KWG

Um die Daten für die Verbrauchsliste zu ermitteln, müssen alle Anlagen verfahrenstechnisch durchgerechnet werden. Was muss ermittelt werden? Destillationsanlagen: siehe Kap. 10 und Kolonnen-Fibel [8] Bestimmung der erforderlichen theoretischen Böden und des Rücklaufs für die vorgegebene Trennung und Kolonnendimensionierung • den vorgegebenen Heizmittel- und Kühlwasserbedarf Absorption bzw. Wäsche: siehe Kap. 11 und Kolonnen-Fibel [8] • Bestimmung der erforderlichen Stufenzahl bzw. Füllkörperhöhe und der benötigten Waschmittelmenge. • Dimensionierung der Kolonne und Kaltwasser- oder Kühlwasserbedarf Desorption bzw. Strippen: siehe Kap. 11 und Kolonnen-Fibel [8] • Ermittlung der erforderlichen Strippgasmenge und Trennstufen: siehe Kolonnen-Fibel • Auslegung von Verdampfer und Kondensator

1.6

Verfahrenstechnische Auslegung mit Betriebsmittelbedarf

31

Tropfenabscheidung: siehe Kolonnen-Fibel [8] Rührbehälteranlagen: siehe Kap. 6 und Wärmetausch-Fibel II [9] • Berechnung der Produktions-, Aufheiz- und Abkühlzeiten für die geplante Kapazität. • Auslegung der Beheizung und des Rückflusskühlers oder Kondensators Tanklager: • Bestimmung von Lagerkapazität und Umschlagraten mit Pumpen und Rohrleitungen. Ermittlung der erforderlichen Schaummittel- und Berieselungswassermengen • Pumpen und Rohrleitungen • Ablufterfassung, Atmungsventile und Detonationssicherungen Abluftreinigungsanlage: siehe Kap. 12 und Abluft-Fibel [6] • Dimensionierung für die vorgesehene Abluftmenge • Ermittlung der erforderlichen Betriebsmittel für die Kondensation oder Adsorption oder Absorption oder Verbrennung Wärmetauscher: siehe Kap. 7 und Wärmetausch-Fibel I [10] • Wärmeübergangs- und durchgangszahlen • Wirksame Temperaturdifferenz Kondensatoren und Verdampfer: siehe Kap. 8 und 9 und [10] • Kondensations- bzw. Flash-Kurve und • Wärmeübergangs-/durchgangszahlen • Wirksame Temperaturdifferenz Rohrleitungen: siehe Kap. 3 und [11] • Dimensionierung der Rohrleitungen • Pumpen und Regelventile und Armaturen • Rohrleitungsbeheizung Kessel oder Thermalofen: siehe Kap. 2 und [9] • Dampfkessel und Dampfbeheizungssysteme • Thermalöl-Erhitzeranlage und Beheizungssysteme Kühlturm oder Luftkühler: siehe Wärmetausch-Fibel II [9] Kaltwasser oder Kälteanlage: siehe Wärmetausch-Fibel II [9]

32

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Vakuumanlage: siehe Wärmetausch-Fibel II [9] Wärme- und Kälteverluste: siehe Wärmetausch-Fibel II [9] Tank- und Behälterbeheizung: siehe Wärmetausch-Fibel II [9] Es werden Verfahrensfließbilder mit den wesentlichen Aggregaten erstellt: Kolonnen, Behälter, Pumpen, Wärmetauscher, Verdampfer, Kondensatoren, Rührbehälter, Rohrleitungen, MSR-Ausrüstung (Abb. 1.21).

Blasendestillation Vakuumpumpe

Atm

TR FR

TR

Blase PRC

Kühlwasser FR

FRC FI

Kühlwasser

Rückstand

Kondensat

Dampf

Einsatz

Abb. 1.21 Diskontinuierliche Blasendestillation

Kopfablauf

1.7

Aufstellungs- und Lageplan

33

Tab. 1.2 Pumpenliste für Magnetkupplungspumpen an einer Destillationsanlage Pumpen-Nr. Menge Höhe Viskos. Fabrikat Drehz. (U/min) NPSHR (mFS) Motor. (kW) Saug-Druck DN Prod.temp. ( C) Ausl.temp. ( C) ATEX-Temp. ( C)

1 Einsatz 20 m3/h 85 mFS 23 mPas Dickow 2925 2,5 22 50/32 80 200 189

2 Rücklauf 20 m3/h 60 mFS 1 mPas Dickow 2900 2,4 11 50/32 100 200 189

3 Seite 10 m3/h 50 mFS 1 mPas Dickow 2900 1,9 5,5 40/25 165 200 187

4 Umlauf 10 m3/h 30 mFS 1 mPas Dickow 2900 1,8 3 40/25 30 200 185

5 Rücklauf 25 m3/h 55 mFS 1 mPas Dickow 2900 1,8 11 80/50 200 300 290

6 Produkt 5 m3 / 35 mFS 1 mPas Dickow 2900 2,6 3 40/25 220 300 287

In einer Betriebsbeschreibung wird die Funktion der Anlage mit Regelungs-/Steuerungskonzept und Sicherheitskontrollen erläutert. Die Betriebsmittelversorgung wird in Energiefließbildern erfasst: Dampf, Thermalöl, Kühlwasser, Kaltwasser, Druckluft, Inertgas Zusätzlich zu den Fließbildern werden Equipment-Listen (siehe Tab. 1.2) mit Detailinformationen erstellt für: • Kolonnen: Bodenzahl, Abmessungen, Einbauten, Werkstoff, Druck, Verdampfer, Kondensator • Lagerbehälter und Tanks: Volumen, Abmessungen, Werkstoff, Produkt, Isolierung • Pumpen und Kompressoren: Fördermenge, Förderhöhe/Druck, Werkstoff, Motor • Druckbehälter: Volumen, Abmessungen, Werkstoff, Druck, Temperatur, Isolierung • Wärmetauscher: Fläche, Abmessungen, Werkstoff, Druck, Temperatur, Isolierung • Rührbehälter: Volumen, Abmessungen, Werkstoff, Druck, Temperatur, Rührer • Rohrleitungen: DN und PN, Werkstoff, Isolierung • MSR-Ausrüstung: Durchfluss, Niveau, Temperatur, Druck • Schaltanlagen und Kabel: Leistung und Verbraucher

1.7

Aufstellungs- und Lageplan

Für jede Anlage wird auf Basis der Grobauslegung ein Aufstellungsplan erstellt. In Abb. 1.22 ist der Aufstellungsplan für eine Fraktionieranlage dargestellt, in Abb. 1.23 der Aufstellungsplan einer Benzindampfrückgewinnungsanlage durch kalte Wäsche und Adsorption.

34

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Abb. 1.22 Aufstellungsplan für eine Fraktionieranlage

1.7

Aufstellungs- und Lageplan

Abb. 1.23 Aufstellungsplan für eine Benzindampfrückgewinnung durch kalte Wäsche

35

36

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Bei der Planung eines ganzen Werks an einem neuen Standort wird ein Lageplan aus den Aufstellungsplänen der einzelnen Anlagen erstellt, bestehend aus • • • • • • • •

Produktionsanlagen Behälter- und Tanklagern Kläranlage Abluftreinigung Kessel und Öfen Straßen und Gleisen Schiffsanlegern Gebäuden

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

1.8.1

Terminplanung

Für Planungstermine oder einfache Anlagen genügt ein Balkendiagramm (Abb. 1.24 und 1.25). Jan Febr März April Mai Juni Juli Aug. Sept. Okt. Nov. Konzept mit Verfahrensfliessbild Datenerfassung und Vorschriften Auslegung der Apparate mit Zubehör R+I-fließbild und Betriebsmittelversorgung Aufstellungs-und Lageplan Kostenschätzung Terminplan Genehmigungsantrag

Abb. 1.24 Termine für eine Planung

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

Januar

Februar

März

April

Mai

Juni

37

Juli

August

Sept.

Pre-Engineering Stahlbauanfrage Anlieferung Stahlbau Montage Stahlbau Anlieferung Apparate Montage Apparate Anlieferung MSR Verrohrung MSR-Montage Kabel- und E-Montage Isolierung Inbetriebnahme

Abb. 1.25 Terminplan für einen Abwasserstripper

Die in den Abb. 1.26 und 1.27 dargestellten Funktionsterminpläne zeigen die Abhänigkeit der einzelnen Arbeitsschritte von den anderen Gewerken auf. Erst wenn die davorliegenden Arbeiten erledigt sind, kann der nächste Schritt erfolgen. Beispielsweise können die Böden in eine Kolonne erst eingebaut werden, wenn vorher • • • •

das Fundament erstellt wurde, das Stahlgerüst für den Einbau der Kolonne fertig ist, die Kolonne angeliefert worden ist, die Kolonne im Gerüst aufgestellt ist.

Es folgen die Montagen • • • •

die Verrohrung und Isolierung, der Einbau der MSR-Geräte, der Anschluss von E-Verbrauchern und die MSR-Ausrüstung.

Die Kästen mit den Terminen sollten groß sein, um mehrere Terminverzögerungen mit ihren Auswirkungen auf die nachfolgenden Arbeiten eintragen zu können. Besonders schwierig sind Terminpläne für Anlagenumrüstungen oder -optimierungen, weil häufig ganz neue Probleme auftauchen, die vorher nicht in der Planung berücksichtigt wurden. Ein Beispiel wird in Abb. 1.28 gegeben.

38

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Fundament 15.1.

Lieferung Kolonne und Apparate 10.2.

Stahlbau 15.2.

Kolonnenmontage 1.3.

Bodeneinbau 1.4.

Lieferung Pumpen, Rohre, Armaturen, 15.2.

Verrohrung 1.3.–15.4.

Lieferung MSR-Geräte 15.2.

Einbau MSR 15.4.

Lieferung NS-Verteilung und Kabel 1.3.

Kabelverlegung 1.4.

Terminplan Kolonnenmontage

Isolierung 1.5.

Elektro- und MSR-Anschlüsse 1.5.

Inbetriebnahme 15.5.

E-Montage NS-Verteilung 1.5.

Abb. 1.26 Funktions-Terminplan für eine Kolonnenmontage

Betontasse 22. KW

Container-Riegel 22. KW

Rohrstützendundamente 22. KW

Apparateaufstellung 24. KW

Containeraufstellung 24. KW

Rohrstützenaufstellung 25. KW

Verrohrung 25. KW–28. KW

Isolierung 30. KW

E- und MSR-Montage 28. KW + 29. KW

Überdachung + Beschictung 31. KW

Abb. 1.27 Terminplan für die Montage einer Abluftreinigungsanlage

Kabelverlegung + Anschluss 29. KW

Inbetriebnahme 31./32. KW

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

39

Febr März April Mai Juni Juli Aug. Sept. Okt. Nov. Dez. Jan. Febr. März April Mai Juni Kontrolle der Auslegung + Erstellung der Specs für Apparate + Maschinen Anfragen + Genehmigungsfließbild mit Betriebsbeschreibung Einrüsten und Demontage der Isolierung Bestellung Apparate + Böden Lieferung der Apparate Bestellung Pumpen Lieferung der Pumpen Bestellung Vakuumpumpen Lieferung der Vakuumpumpen Bestellung MSR + Regelventile Lieferung der MSR-Geräte + Regelventile Planung Bauarbeiten + Bestellung Durchführung der Bauarbeiten Aufstellungs-/Verrohrungspläne mit Isometrien und Spannungsanalyse Austausch der kolonnenböden Demontage Pumpen, Apparate, MSR Montage Apparate, Pumpen, Vak.pum. Verrohrung mit MSR-Ausrüstung MSR- und E-Montagen Programmierung des PLT-Systems Isolierarbeiten Inbetriebnahme

Abb. 1.28 Terminplan für die Umrüstung einer Destillationsanlage

1.8.2

Kostenschätzung

Es wird ein Fließbild mit der erforderlichen Grundausrüstung erstellt. Alle wesentlichen Anlagenbestandteile müssen im Fließbild enthalten sein (Abb. 1.29). Dann werden die Kosten für die Beschaffung der Grundausrüstung ermittelt. In den meisten Fällen liegen Erfahrungswerte vor, so dass die Kostenermittlung einfach und schnell zu erledigen ist. In Abb. 1.30 wird ein Beispiel gegeben. Zu den Grundkosten, die meistens im Bereich von 25–30 % der Gesamtkosten liegen, müssen die Kosten für Montage der Anlage, Verrohrung, Fundamente, Elektrifizierung etc. addiert werden, wie es in Abb. 1.31 gezeigt wird. Der prozentuale Anteil der Zusatzkosten variiert bei unterschiedlichen Anlagen. Alternativ können die Kosten direkt ermittelt werden. Das ist sinnvoll bei Umbauarbeiten an einer vorhandenen Anlage. In Abb. 1.32 wird eine Kostenschätzung für die Umrüstung einer Destillationskolonne auf ein neues Einsatzprodukt gezeigt.

40

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Abb. 1.29 Fließbild mit der Grundausrüstung für eine Kunstharzanlage

Abb. 1.30 Ermittlung der Kosten für die Grundausrüstung einer Kunstharzanlage

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

41

Abb. 1.31 Ermittlung der Gesamtkosten für eine Kunstharzanlage

80 Destillationsböden mit Demontage und Einbau Kondensatoren und Wärmetauscher 24 Pumpen 2 Flüssigkeitsring -Vakuumpumpen Direktkondenator mit Dekanter und Kaltwassersatz MSR-Ausrüstung und Montage NS-Verteilung mit Montage und Verkabelung Brennerumrüstung für Röhrenofen plus Abgasverbrennung Armaturen und Verrohrungsmaterial Demontage + Montage von Apparaten, Pumpen + Vakuumpumpen Verrohrungsarbeiten (Demontage und Montage) Einrüsten und Isolierarbeiten (Demontage + Montage) Bauarbeiten und Betonauskleidung Unvorhergesehenes bzw. Erweiterungen Engineering Summe Abb. 1.32 Kostenschätzung für die Umrüstung von 2 Destillationskolonnen

160.000 300.000 320.000 250.000 160.000 250.000 170.000 80.000 50.000 100.000 250.000 90.000 80.000 200.000 350.000 2.810.000

42

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

1.8.3

Wirtschaftlichkeitsuntersuchungen

Es gibt verschiedene Methoden zur Überprüfung der Investitionskosten für eine neue Anlage oder der Kosten für eine Optimierung von bestehenden Anlagen im Hinblick auf die Wirtschaftlichkeit. Die verschiedenen Wirtschaftlichkeitsberechnungen werden im Folgenden beschrieben und mit Beispielen erläutert. 1. ROI ¼ Return on Investment Es wird die Verzinsung bzw. Rentabilität des investierten Kapitals berechnet. ROI ¼

Gewinn nach Steuern  100ð%Þ Investitionskosten þ Betriebskapital

Beispiel 1.8.3.1

Berechnung des ROI für eine Investition zur Kosteneinsparung Kapitaleinsatz für die Einsparung: 56.000 Euro Jährliche Kosteneinsparung: 40.000 Euro/a Steuersatz 50 % ROI ¼

40000  0,5  100 ¼ 35,7 % 56000

2. PA ¼ Pay-out-Zeit ¼ Kapitalrückflusszeit (Jahre) Es wird die Amortisationszeit ermittelt, also die Anzahl der Jahre, bis sich das investierte Kapital durch Einsparungen oder zusätzlichen Gewinn amortisiert hat. PA ¼

Kapitaleinsatz ðJahreÞ Versteuerte Jahreseinsparung þ Abschreibung

Beispiel 1.8.3.2

Berechnung von PA für eine Investition zur Kosteneinsparung Jährliche Kosteneinsparung 40.000 Euro/a Steuersatz 50 % Erforderliche Investition 56.000 Euro Abschreibung über 10 Jahre 5600 Euro PA ¼

56000 ¼ 2,2 Jahre 0,5  40000 þ 5600

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

43

3. Kapitalwertmethode zur Ermittlung der wirtschaftlich zulässigen Investition I für zukünftige Gewinne oder zusätzliche Einsparungen Wieviel darf in eine zukünftige Einsparung oder Einnahme investiert werden? Es wird der Kapital- bzw. Barwert (Net Present Value) der zukünftigen Gewinne oder Einsparungen ermittelt, indem die jährlichen Überschussbeträge über die gesamte Nutzungsdauer abgezinst bzw. diskontiert werden, weil z. B. eine Einsparung von 350.000,- Euro über einen Zeitraum von 10 Jahren nur einen Gegenwartswert von 215.000,- Euro hat. Die Summe der auf den Anschaffungszeitpunkt zurückdiskontierten Einsparungen ergibt den Gegenwartswert bzw. den Net Present Value. Es wird also berechnet, welche Investition I für eine zukünftige Einsparung E oder einen zusätzlichen Gewinn wirtschaftlich zulässig ist. Die Berechnung der wirtschaftlichen Investition bzw. des Gegenwartswerts der zukünftigen Einsparungen oder Gewinne erfolgt mit dem PW-Faktor, dem Present-Worth-Faktor. I ¼ E  PW

ðEURÞ PW ¼

ð1 þ iÞn  1 i  ð1 þ iÞn

E ¼ Jährlicher Gewinn oder jährliche Einsparung PW ¼ Present worth  Faktor ¼ f(i þ n) (siehe Tab. 1.3) i ¼ Zinssatz n ¼ Nutzungsdauer(Jahre) Beispiel 1.8.3.3

Berechnung der wirtschaftlichen Investition für eine Einsparung von E ¼ 35.000 Euro/a Nutzungsdauer n ¼ 10 Jahre Zinssatz i ¼ 10 % ð1 þ 0,1Þ10  1 ¼ 6,144 0,1  ð1 þ 0,1Þ10 I ¼ 6,144  35,000 ¼ 215,000 EUR PW ¼

Beispiel 1.8.3.4

Durch die Isolierung eines Lagerbehälters können jährlich 100 Euro/m2 Dampfkosten eingespart werden. Welche Investition bzw. welcher Preis in Euro/m2 ist zulässig für eine Nutzungsdauer von 6 Jahren und einen Zinssatz i ¼ 8 %? PW ¼ 4,622 aus der Tab. 1.3 für n ¼ 6 und i ¼ 8. I ¼ E  PW ¼ 100  4,622 ¼ 462,2 Euro=m2 Zulässige Investition 462,2 Euro/m2

Jahre n 2 4 6 8 10 15 20

2 % Zinsen PW 1,941 3,807 5,601 7,325 8,982 12,849 16,351

CR 0,515 0,2626 0,1785 0,1365 0,1113 0,0778 0,0611

Tab. 1.3 Rechenfaktoren PW und CR 4 % Zinsen PW 1,886 3,629 5,242 6,732 8,110 11,118 13,590 CR 0,5301 0,2754 0,1907 0,1485 0,1232 0,0899 0,0735

6 % Zinsen PW 1,833 3,465 4,917 6,209 7,360 9,712 11,469 CR 0,5454 0,2885 0,2033 0,1610 0,1358 0,1029 0,0871

8 % Zinsen PW 1,783 3,312 4,622 5,746 6,710 8,559 9,818

CR 0,5607 0,3019 0,2163 0,1740 0,1490 0,1168 0,1018

10 % Zinsen PW CR 1,735 0,5761 3,169 0,3154 4,355 0,2296 5,334 0,1874 6,144 0,1627 7,606 0,1314 8,513 0,1174

44 1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

45

Beispiel 1.8.3.5

Es ist zu entscheiden zwischen 2 Kompressorangeboten mit den folgenden Verbrauchsdaten: Kompressor 1: 47,2 kW

377:600 kWh=a

Kompressor 2: 54,4 kW

435:200 kWh=a

Differenz

57:600 kWh Strompreis: 0,1 Euro=kWh

Strommehrkosten für Kompressor 2:

5760 Euro=a

Wieviel darf Kompressor 1 mehr kosten bzw. wie groß ist die zulässige Mehrinvestition für eine Einsparung E von 5760 Euro/a? n ¼ 6 Jahre i ¼ 10 % PW aus Tab. 1.3 ¼ 4,355 I ¼ E  PW ¼ 5760  4,355 ¼ 25085 Euro Aus Abb. 1.33 ist zu entnehmen, dass der Present-Worth-Faktor mit zunehmender Lebensdauer steigt, weil die Einsparung oder der Gewinn über eine längere Laufzeit größer wird. Mit abnehmendem Zinssatz steigt der PW-Faktor, weil die Zinskosten für das investierte Kapital geringer werden.

Abb. 1.33 Present-Worth-Faktor als Funktion der Lebensdauer

46

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

4. Annuitätsmethode mit dem Kapitalrückflussfaktor CR Es wird der erforderliche jährliche Kapitalrückfluss bzw. der jährliche Gewinn oder die jährliche Einsparung E für eine Investition ermittelt. E ¼ I  CR ¼ I 

i  ð1 þ i Þn ðEUR=aÞ ð1 þ iÞn  1

I ¼ Investitionð€Þ CR ¼ Kapitalrückflussfaktor ¼ Capital Recovery Factor n ¼ NutzungsdauerðJahreÞ i ¼ Zinssatz Beispiel 1.8.3.6

Ermittlung des erforderlichen jährlichen Kapitalrückflusses bzw. Gewinns für eine Investition von 215.000 Euro n ¼ 10 Jahre i ¼ 10 % CR aus Tab. 1.3 ¼ 0,1627 E ¼ 0,16276  215 000 ¼ 35 000

EUR=Jahr

Beispiel 1.8.3.7

Kontrolle von Beispiel 1.8.3.5: Es ist der Kapitalrückfluss für eine Mehrinvestition von 25.085 Euro für einen Kompressor mit geringeren Betriebskosten zu berechnen. n ¼ 6 Jahre i ¼ 10 % CR aus Tab. 1.3 ¼ 0,2296 E ¼ I  CR ¼ 25085  0,2296 ¼ 5760 Euro=a Das Ergebnis stimmt überein mit Beispiel 1.8.3.5.

Beispiel 1.8.3.8

Durch eine bessere Luftvorwärmung sollen die Brennstoffkosten einer Kesselanlage reduziert werden. Erforderliche Investition: 100000 Euro n ¼ 8 Jahre i ¼ 8 % CR aus Tab. 1.3 ¼ 0,174 E ¼ I  CR ¼ 100000  0,174 ¼ 17400 Euro=a Für eine Investition von 100.000 Euro müssen demnach die Brennstoffkosten jährlich um 17.400 Euro reduziert werden.

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

47

5. Ermittlung der Betriebskosten einer Anlage Ein wirtschaftlicher Betrieb ist nur möglich, wenn die Erträge größer sind als die Kosten. Die Betriebskosten setzen sich zusammen aus: • • • •

den Kapitalkosten für Abschreibung und Verzinsung des Kapitals den Energie- und Betriebsmittelkosten den Personalkosten den sonstigen Kosten für Verwaltung, Versicherung, Steuern, Abgaben

Die Kapitalkosten werden wie folgt ermittelt: Berechnung der linearen jährlichen Abschreibung A A¼ A ¼ Jährliche AbschreibungðEUR=aÞ L ¼ Restwert der Anlage oder Maschine

IL n I ¼ Investitionð€Þ

n ¼ NutzungsdauerðJahreÞ Beispiel 1.8.3.9

Berechnung der linearen Abschreibung für eine Maschine I ¼ 150 000 EUR L ¼ 20 000 EUR n¼5 A¼

150 000  20 000 ¼ 26 000 EUR=a 5

Berechnung des mittleren Zinssatzes im für die Nutzungsdauer Es muss ein mittlerer Zinssatz berechnet werden, weil das investierte Kapital durch die Abschreibung mit jedem Jahr geringer wird. im ¼

  i nþ1  ð% Þ 2 n

Beispiel 1.8.3.10

Berechnung des mittleren Zinssatzes für einen Abschreibungszeitraum von 6 Jahren und i ¼ 10 % im ¼


 10 6þ1  ¼ 5,833 % 2 6

Der mittlere Zinssatz beträgt nicht 10 %, sondern 5,833 %

48

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Beispiel 1.8.3.11

Es sollen die Betriebskosten einer Destillationsanlage ermittelt werden. Investitionskosten I ¼ 1 Mio Euro Nutzungsdauer n ¼ 10 Jahre

und 8000 h=a

Restwert L ¼ 0

i¼8%

I  L 1000000  0 ¼ ¼ 100000 Euro=a n 10 i n þ 1 8 11 im ¼  ¼  ¼ 0,044 ¼ 4,4 % 2 n 2 10 A¼

Abschreibung des Kapitals ¼ 10 % von 1 Mio. Euro ¼ Mittlere Verzinsung des Kapitals ¼ 0,044  1 Mio. Euro ¼ Personal: 2  50.000 Euro/a ¼ Dampf: 1 t Dampf/h mit 20 Euro/t ¼ Kühlwasser: 15 m3/h mit 0,1 Euro/m3 ¼ Sonstiges Gesamtbetriebskosten

100.000,- Euro/a 44.000 Euro/a 100.000 Euro/a 160.000 Euro/a 12.000 Euro/a 40.000 Euro/a 456.000 Euro/a

Durchsatz: 2 t/h Spezifische Kosten

¼

456000 ¼ 28,5 Euro=t Einsatz 16000

Beispiel 1.8.3.12

Es soll mit Hilfe der Kapitalwertmethode, der Annuitätsmethode und der Betriebskostenberechnung überprüft werden, ob durch eine neue Maschine die Wirtschaftlichkeit verbessert wird. Basisinformationen:

Alte Maschine Neue Maschine

Wert 24.000 Euro 70.000 Euro

Abschreibungszeitraum n ¼ 10 Jahre Aus der beigefügten Tabelle: CR ¼ 0,1627

Betriebskosten 65.000 Euro/a 30.000 Euro/a

Zinssatz i ¼ 10 % PW ¼ 6,144

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

49

a) Ermittlung der Jahreskosten für die beiden Maschinen mit dem Kapitalrückflussfaktor CR Alte Maschine Kapitalkosten ¼ 0,1627  24 000 ¼ Betriebskosten

3950,  65000, 

Gesamtkosten

68905,  EURO=a

Neue Maschine Kapitalkosten ¼ 01627  70 000 ¼

11389, 

Betriebskosten Gesamtkosten

30000,  41389 EURO=a

Jährliche Einsparung durch die neue Maschine: 27.516 Euro/a b) Ermittlung des Kapitalwerts der Betriebskosten mithilfe des PW-Faktors Alte Maschine Wert der Maschine

24000

Kapitalwert der Betriebskosten ¼ 6,144  65000 ¼ 399360,  399360 Gesamtkosten Neue Maschine Erforderliche Investition

423360 EURO=a

70000

Kapitalwert der Betriebskosten ¼6,144  30000 ¼ 184320,  184320 Gesamtkosten 254320 EURO=a Der Kapitalwert der zurückdiskontierten Betriebskosten der neuen Maschine ist um 169.040 Euro günstiger. c) Betriebskostenermittlung mit linearer Abschreibung und mittlerem Zinssatz Abschreibungszeitraum n ¼ 10 Jahre Zinssatz i ¼ 10 % Restwert L ¼ 0 Alte Maschine 24000 ¼ 2400 Euro 10 0,1 11 Verzinsung ¼ 24000   ¼ 1320 Euro 2 10 Betriebskosten 65000,  Gesamtkosten ¼ 2400 þ 1320 þ 65000 ¼ 68720 EURO=a Abschreibung ¼

50

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Neue Maschine 70000 ¼ 7000 Euro 10 Verzinsung ¼ 700000  0,055 ¼ 3850 Euro Betriebskosten 30000,  Gesamtkosten ¼ 7000 þ 3850 þ 30000 ¼ 40850 EUR=a Mit der neuen Maschine werden jährlich 27.870 Euro gespart. Abschreibung ¼

6. Discounted-Cashflow-Rechnung (DCF) ¼ Berechnung des internen Zinsfußes r für den Cashflow I

X NCF ¼0 ð1 þ r Þn

CF ¼ Jährlicher Cashflow (Euro/a) ¼ Erlöse – Kosten NCF ¼ Erlöse – Kosten – Steuern – Abgaben I ¼ Investiertes Kapital r ¼ Interne Verzinsung des investierten Kapitals n ¼ Nutzungsdauer (Jahre) Der interne Zinsfuß r macht eine Aussage über die effektive Verzinsung des in der Investition gebundenen Kapitals I. Es werden die zukünftigen Jahresüberschüsse ¼ Cashflow CF ermittelt und zurückdiskontiert. Die obige Gleichung muss iterativ durch Variieren von r gelöst werden. Zu ermitteln ist der Zinssatz, bei dem der Kapitalwert einer Investition gleich 0 wird. Berechnungen Cashflow CF ¼ Erlöse – Kosten Steuerpflichtig: CF – Abschreibung Steuern ¼ Steuersatz  (CF – Abschreibung) Netto-Cashflow NCF ¼ CF – Steuern Diskontfaktor f ¼

1 ð1 þ r Þn

Diskontierter Cashflow DCF ¼ f  NCF Kumulierter Cashflow ¼ Σ DCF ¼ Σ (f  NCF) Paybackperiod PBP ¼ Σf ¼

X

1 I ¼ ð1 þ r Þn NCF

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

51

Beispiel 1.8.3.13

I ¼ 800000 Euro

NCF ¼ 280000 Euro=a

n ¼ 5 Jahre r ¼ 22,1 % Es wird nur eine Kontrollrechnung durchgeführt, weil der Zinsfuß r ¼ 22,1 % bereits mit einem Programm berechnet wurde. 800000 ¼

280000 280000 280000 280000 280000 þ þ þ þ 1,221 1,2212 1,2213 1,2214 1,2215

Investition – Σ DCF ¼ 800000 – 800107 ¼ – 107 Euro Die Kontrollrechnung zeigt, dass die Investitionssumme über einen Zeitraum von 5 Jahren bei einem Zinssatz von 22,1 % zurückgewonnen wird.

Beispiel 1.8.3.14: Cashflow-Berechnung

Investment I ¼ 800000 E Erl€ ose ¼ 600000 Euro

Nutzungsdauer n ¼ 5 Jahre Kosten ¼ 200000 Euro

Steuersatz ¼ 38 %

Berechnung des Netto Cash Flow NCF: Erlöse Kosten Cashflow Abschreibung Steuerpflichtig 38 % Steuern

600.000 Euro 200.000 Euro 400.000 Euro 160.000 Euro 240.000 Euro 91.200 Euro

NCF ¼ 400000 – 91200 ¼ 308800 Euro/a

1. Jahr 2. Jahr 3. Jahr 4. Jahr 5. Jahr PBP ¼ Σ f ¼

Diskontfaktor f 0,7886 0,62196 0,4905 0,3868 0,30507 2,59

r ¼ 26,8 %

Diskontierter Cashflow DCF (Euro/a) 243.533 192.061 151.467 119.454 94.206 Σ DCF ¼ 800.721

Investition  Σ DCF ¼ 800000  800721 ¼  721E ¼ NPV Kontrolle von PBP: PBP ¼

I 800000 ¼ ¼ 2,59 Jahre NCF 308800

52

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Zum Vergleich die Payout–Zeit PA PA ¼

800000 ¼ 1,7 Jahre 308800 þ 160000

Beispiel 1.8.3.15

Daten wie in Beispiel 1.8.3.14, aber Nutzungsdauer n ¼ 10 Jahre Berechnung des NCF: Erl€ ose 600000 Kosten 200000 CF 400000 Abschreibung 80000 Steuerpflichtig 320000 38 %Steuern ¼ 121600,  NCF ¼ 400000  121600 ¼ 278400 Euro=a

r ¼ 32,7 %

Diskontfaktor f 0,7535 0,5678 0,4279 0,3325 0,2430 0,1831 0,1380 0,1040 0,0783 0,0590 PBP ¼ Σf ¼ 2,87

1. Jahr 2. Jahr 3. Jahr 4. Jahr 5. Jahr 6. Jahr 7. Jahr 8. Jahr 9. Jahr 10. Jahr

Investition – Σ DCF ¼ 800000  801092 ¼  1092E ¼ NPV Kontrolle von PBP: PBP ¼

I 800000 ¼ ¼ 2,87 Jahre NCF 278400

Zum Vergleich die Payout-Zeit PA PA ¼

800000 ¼ 2,17 Jahre 278400 þ 80000

DCF-Raten (Euro/a) 209.796 158.098 119.140 89.781 67.657 50.985 38.421 28.953 21.819 16.442 “ Σ DCF ¼ 801.092

1.8

Terminplanung – Kostenschätzung – Wirtschaftlichkeitsbetrachtung

53

Beispiel 1.8.3.16

Für eine Investition von 800.000 Euro wird alternativ für einen Steuersatz von 38 % und 50 % der interne Zinsfuß r bei verschiedener Nutzungsdauer n von 4–10 Jahren ermittelt. Cashflow CF ¼ 400.000 Euro n¼4 n¼5 n¼6 n¼7 n¼8 n¼9 n ¼ 10

Interner Zinsfuß r bei 38 % Steuern 22,5 26,8 29,3 30,8 31,8 32,4 32,7

Interner Zinsfuß r bei 50 % Steuern 18,4 22,1 24,2 25,6 26,4 27,27,3

Aus Abb. 1.34 ist zu ersehen, dass der interne Zinsfuß r grösser wird bei längeren Laufzeiten und einem geringeren Steuersatz.

Abb. 1.34 Interner Zinsfuß in Abhängigkeit von der Lebensdauer und dem Steuersatz

54

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

1.9

Genehmigung

Folgende Unterlagen müssen für einen Genehmigungsantrag nach BIMSCH erstellt werden: 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11.

Topographische Karte Bauvorlagen und Lageplan Anlagen- und Betriebsbeschreibung Schematische Darstellung (Fließbilder) Aufstellungsplan mit Legende Angaben zur Luftreinhaltung Immissionsprognose Reststoffverwertung Boden und Gewässerschurz Umgang mit wassergefährdenden Stoffen Sicherheits- und Arbeitsschutzmaßnahmen

Nach Störfall-VO zusätzlich 12. Alarm- und Gefahrenabwehrplanung 13. Sicherheitsanalyse nach §7 Störfall-VO 14. Maßnahmen und Anforderungen zur Verhinderung von Störfällen zur Begrenzung von Störfallauswirkungen zur Kontrolle sicherheitstechnisch relevanter Anlagenteile zur Vermeidung von Fehlbedienung zur Erstellung von Verzeichnissen der gefährlichen Stoffe mit Mengen und Daten

1.10

Anfragen und Anfragespezifikationen

Während der Genehmigungszeit erstellt man die Anfragespezifikationen. Man unterscheidet zwischen „generellen Spezifikationen“ und Einzelspezifikationen. Generelle Spezifikationen Einkaufs- und Abwicklungsbedingungen Baustellen- und Montagebedingungen Geforderte technische Unterlagen Allgemeine Druckbehältervorschrift Richtlinien für Elektroinstallationen und Instrumentation Richtlinien für Edelstahlverarbeitung Allgemeine Rohrleitungsrichtlinie

1.10

Anfragen und Anfragespezifikationen

55

Allgemeine Oberflächenschutzrichtlinie Verpackungs- und Importrichtlinie In den Lieferspezifikationen werden die Anforderungen an das zu liefernde Aggregat beschrieben einschließlich der geforderten Informationen, Abnahmen und Prüfungen. Basis für die Spezifikationen sind die verfahrenstechnischen Berechnungen in Abschn. 1.6. Lieferspezifikationen Kolonnen mit Bühnen und Leitern Reaktoren, Rührbehälter und Rührer Behälter, Tanks und Pumpenvorlagen Pumpen und Vakuumaggregate Wärmetauscher, Kondensatoren, Verdampfer, Luftkühler Kompressoren und Druckluftstation mit Trocknung Öfen, Kessel und Kühltürme Transformatoren, Niederspannungsverteilung und Kabel MSR-Ausrüstung und Beleuchtung Rohrleitungsmaterialien, Armaturen und Regelventile Straßen- und Gleisbau sowie Waagen für TKW/KWG Füllstationen und Schiffsanleger Gebäude und Messwarte Die Montagespezifikationen benötigt man für die auf der Baustelle durchgeführten Montagearbeiten. Montagespezifikationen Erdarbeiten und Fundamente Verrohrungsarbeiten Isolierung und Anstrich MSR- und E-Montagen Stahlbauarbeiten Kabelverlegung und Kanalisation Für die Erstellung der Anfragespezifikationen benötigt man sehr erfahrene Mitarbeiter. Im Folgenden werden einige Beispiele für Spezifikationen gegeben. Für den organisatorischen Ablauf der Anfragen sollten Anfrageformulare benutzt werden (Abb. 1.35). Im Folgenden werden einige Beispiele für Anfragespezifikationen gezeigt: Abb. 1.36: Anfrageskizze für eine Kolonne Abb. 1.37: Anfrageskizze für einen Adsorber

56

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Abb. 1.35 Anfrageformular für die Anforderung von Wärmetauscherangeboten

1.11

Angebotsvergleich und Bestellung

57

Abb. 1.36 Anfrageskizze für eine Kolonne mit Stutzen und Stutzenstellungen

Abb. 1.38: Anfragespezifikation für Kreiselpumpen Abb. 1.39: Pumpenliste mit Daten für die Spezifikation Abb. 1.40: Spezifikation für Regelventile Abb. 1.41: Wärmetauscherspezifikation 1 Abb. 1.42: Wärmetauscherspezifikation 2

1.11

Angebotsvergleich und Bestellung

Trotz noch so genauer Anfragespezifikationen erhält man z. T. Angebote, die nicht der Anfragespezifikation entsprechen. Zum Beispiel werden vorgegebene Toleranzen bei Durchflussmessgeräten einfach ignoriert, oder es werden bei Wärmetauschern eingewalzte statt eingeschweißter Rohre angeboten. Oft ist es auch schwierig, aus den verschiedenen Angeboten die optimale Offerte auszuwählen, insbesondere, wenn der Betriebsmittelbedarf stark unterschiedlich ist. Es ist wenig sinnvoll, einen billigen Kompressor mit hohem Leistungsbedarf zu kaufen. Man sollte einen Vergleich der Betriebsmittelkosten erstellen (siehe Abschn. 1.8.3).

58

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Abb. 1.37 Anfrageskizze für einen Adsorber

Es kann zu großen Problemen führen, wenn eine Pumpe mit einem hohen NPSH-Wert oder ein Regelventil mit niedrigem FL-Wert gekauft wird. Dann muss mit Kavitation gerechnet werden. Im Abschn. 1.13 „Planungsfehler“ sind weitere Fehlermöglichkeiten zusammengestellt. Es sollte die wirtschaftlich optimale und gleichzeitig betriebssicherste Lösung gewählt werden. Die Bestellung erfolgt auf Basis des günstigsten Angebots, nicht des billigsten Angebots. Das Lieferpaket wird im Detail mit dem Anbieter durchgegangen. Eventuelle Unklarheiten werden beseitigt und schriftlich festgehalten. Mögliche Änderungen oder Verbesserungen werden vereinbart und in der Bestellung fixiert. Der Auftraggeber muss sich durch Referenzen oder Werkbesuche vergewissern, dass die Lieferfirma in der Lage ist, die spezifizierten Aggregate zu liefern. Meist erkennt man die Qualifikation schon bei der Diskussion des Lieferumfangs mit dem möglichen Auftragnehmer. Die Auftragserteilung erfolgt auf Basis der Anfragespezifikation, nie nur auf Basis des Angebots. Dieses könnte Fallen enthalten.

1.11

Angebotsvergleich und Bestellung

59

Spezifikation für Magnetkupplungspumpen gemäß VDMA 24279/ ISO 15783 Projekt: Destillationsanlagen K 16 + K 14 Angebotsabgabe: bis 18. 7. mit Datenblatt + Kennlinie + Maßbild + Lärm Bestellung: 30. 7. Lieferung: Januar Unterlagen bis 15. 9.: Datenblatt mit Kennlinie einschl. NPSHR Aufstellungszeichnung mit Befestigung +Fundamentbelastung Betriebs- und Montageanleitung einschl. Klemmenplan Zulässige Kräfte + Momente an den Stutzen Code: Druckgeräterichtlinie DGRL + WHG + TA Luft + ExVO bzw. ATEX 95 EU-Richtlinien für Maschinen, Niederspannung + elektromagnetische Verträglichkeit Normen: EN 733 Kreiselpumpen mit axialem Eintritt PN 10 EN 735 Anschlußmasse für Kreiselpumpen mit Toleranzen EN 809 Sicherheitstechnische Anforderungen an Pumpen EN 12262 Technische Unterlagen für Angebote EN 12483 Pumpenaggregate mit Frequenzumformer EN 12723 Allgemeine Begriffe für Pumpen EN 12639 Geräuschmessung an Flüssigkeitspumpen EN 23661 Grundplatten und Einbaumasse EN 25199 Kreiselpumpen: Technische Anforderungen Klasse II ISO 9905 Kreiselpumpen: Technische Anforderungen Klasse I ISO 9908 Kreiselpumpen: Technische Anforderungen Klasse III ISO 15783 Technische Anforderungen an Magnetkupplungs- und Spaltrohrmotorpumpen VDMA 24279 Technische Anforderungen an Magnetkupplungs- und Spaltrohrmotorpumpe ISO 2858 (DIN 24256) End suction centrifugal pumps PN 16 ISO 2548 Klasse B (DIN 1944-II) Hydraulische Leistungsprüfung + NPSH-Prüfung ISO 2548 Klasse C (DIN 1944-III) „ „ „ „ Dokumentation: gemäß Code mit Betriebshandbuch (EN 909) + Prüfzeugnissen + Aufstellungszeichnung + Klemmen-/Kabelplan spätestens bei Lieferung Abb. 1.38 Anfragespezifikation für Kreiselpumpen

Als Auftragsbestätigung sollte eine Bestellkopie verwendet werden, um den lästigen Vergleich zwischen eigener Bestellung und der Auftragsbestätigung des Lieferanten zu vermeiden. Der wichtigste Punkt neben Preisen, Zahlungsbedingungen und Garantien ist die Lieferzeit, die entsprechend dem Terminplan zu fixieren ist, möglichst mit Pönale für verspätete Lieferung (siehe Abb. 1.43). Erfahrungsgemäß bereiten Lieferverzögerungen den meisten Ärger beim Anlagenbau. Auch die Verbrauchsdaten oder Wirkungsgrade von Pumpen, Kompressoren, Luftkühlern, Öfen, Kesseln etc. sollten pönalisiert werden.

55

35 35

20 10 10 10 10

25 25

2 2 3 3

Rücklauf K 16

Seite K 16

= Einsatz K 14

Umwälzung K 16.1

Umwälzung K 16.1

Rücklauf K 14

Rücklauf K 14

Naphthalinabzug

Naphthalinabzug

M-Naphthalinabzug

M-Naphthalinabzug

Waschölabzug K 14

Waschölabzug K 14

P16.2 B

P16.4 A

P16.4 B

P16.5 A

P16.5 B

P14.1 N

P14.1 S

P14.2 A

P14.2 B

P14.4 A

P14.4 B

P14.5 A

P14.5 B

Pos. 4

Pos. 5

Pos. 6

Pos. 7

Pos. 8

Pos. 9

Pos. 10

Pos. 11

Pos. 12

Pos. 13

Pos. 14

Pos. 15

Pos. 16

5

5

30

20

Rücklauf K 16

P16.2 A

Pos. 3

Abb. 1.39 Spezifikation für Magnetkupplungspumpen gemäß VDMA 24279/ISO 15783 35

35

35

35

55

30

50

50

60

60

85

20

Einsatz K 16

P15

Pos. 2

85

20

Einsatz K 16

270

260

220

200

200

30

30

165

165

100

100

80

80

Fördermenge Förderhöhe Temperatur 3 (m FS) (°C) (m /h)

P14

Aufgabe

Pos. 1

Pumpe

Motorausführung: CE II 2G Eex de IIC T4 (VIK-Ausführung)

841

839

878

894

900

926

919

1021

Dichte (kg/m3)

0,34

0,4

0,35

0,4

0,9

0,4

0,75

23

2,34

2,29

2,04

2,15

1,65

1,96

1,89

1,73

Viskosität Spezif.Wärmekap. (mPas) (kJ/kg K)

Werkstoff: Edelstahl 1.4571 oder gleichwertig

Mit Dampfheizmantel für Pumpe + Spalttopf: 4 bar / 145 °C

Ausführung: Fertig montiert auf Edelstahl-Grundplatte (unvergossen)

Auslegung: VDMA 24279 (16 bar)

Anschlußflansche: PN 16

Aufstellung: Freiaufstellung

Fördergut: Brennbare Flüssigkeiten (Teeröle)

60 1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Magnetkupplungspumpen gemäss VDMA 24279/ISO 15783

1.11

Angebotsvergleich und Bestellung

61

Spezifikation für Durchgangsregelventile mit Stellungsregler nach DIN EN 60534 mit Gerätedokumentation Werkstoff 1.4571, PN 16 Code: Druckgeräterichtlinie Kennlinie: Gleichprozentig Auslastung: max. 80 % 1) Regelventil RV1 für den Einsatz in Kolonne K1 Medium: Wasser Temperatur: 50 °C Durchflussmenge: 1 m3/h Eingangsdruck: 7 bar Ausgangangsdruck: 6 bar Dampfdruck: 0,123 bar Dichte: 988 kg/m3 Kritischer Druck: 221,2 bar Viskosität: 0,555 mm2 /s Rohrleitung DN 20, PN 16 2) Regelventil RV2 für den Einsatz in Kolonne K2 Medium: Wasser Durchflussmenge: 0,5 m3 /h Temperatur: 50 °C Eingangsdruck: 6 bar Ausgangangsdruck: 0,2 bar Dichte: 988 kg/m3 Dampfdruck: 0,123 bar Kritischer Druck: 221,2 bar Viskosität: 0,555 mm 2 /s Rohrleitung DN 15, PN 16 3) Regelventil R V 3 für Heisswasser z u R 1 Medium: Heissasser Durchflussmenge: 75 m3 /h Temperatur: 180 °C Eingangsdruck: 12 bar Ausgangangsdruck: 11 bar Dichte: 885,5 kg/m3 Dampfdruck: 10,03 bar Kritischer Druck: 221,2 bar Viskosität: 0,175 mm2 /s Rohrleitung DN 125, PN 16, isoliert

Druck: max. 10 bar

Druck: max. 6 bar

Druck: max. 12 bar

4) Rege lventil RV4 für den Sattdampf von K1 zu R2 Medium: Sattdampf Durchflussmenge: 500 kg/h Temperatur: 160 °C Druck: max. 6 bar Eingangsdruck: 6 bar Ausgangangsdruck: 5,87 bar Dichte: 3,107 kg/m3 Dampfdruck: 6 bar Kritischer Druck: 221,2 bar Viskosität: 0,0148 mPas Rohrleitung DN 80, PN 16, isoliert 5) Regelventil RV5 für den Einsatz in Verdampfer R3 Medium: NMP Durchflussmenge: 80 l/h Temperatur: 143 °C Eingangsdruck: 2 bar Ausgangangsdruck: 0,2 bar Dichte: 931 kg/m3 Dampfdruck: 200 mbar Kritischer Druck: 47,8 bar Viskosität: 0,44 mPas Rohrleitung DN 15, PN 16, isoliert

Druck: max. 0,2 bar

Abb. 1.40 Spezifikation für Durchgangsregelventile mit Stellungsregler nach DIN EN 60534 mit Gerätedokumentation

62

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Anfrage für Rohrbündelwärmetauscher Angebotsabgabe: bis Mai Lieferung: Dezember Zeichnungen: August Werkstoff für Rohr- und Mantelseite: Edelstahl 1.4571 Code: Druckgeräterichtlinie DGRL + AD 2000 Abnahme: TÜV Toleranzen: DIN 28008, Grad E und DIN 28182 und DIN 28185 für Einbauten Max. Spalt Rohr/Rohrboden: 1 mm Max. Spalt Umlenkblech/Mantel: 1,25 mm bis DN 300, 1,5 mm bis DN 400, 2,25 mm ab DN 700, 2,75 mm ab DN 1000 Verbindung Rohr/Rohrboden: eingeschweißt nach DIN 28182, Ausführung A2 oder B Rohre: nahtlos oder längsnahtgeschweißt mit Schweißfaktor 1 Mindestrohrbodendicke: Gleich Rohrdurchmesser Auflager: nach DIN 28166/ 28188 oder entsprechend mit 600 mm Bodenfreiheit Pratzen nach DIN 28083 Kesselstühle nach DIN 28080 Stutzen: Nach DIN 28025 bzw. 28115 aus nahtlosem Rohr, PN 16 ( DIN 2633) oder gemäß Detailspezifikation Die Stutzenrohre müssen mit der Behälterwand abschneiden. Pos. 1: Zwei liegende Kondensatoren W 16.1 und W 16.2 (173 m2 ) TEMA-Typ: AEL mit expansion joint Bauart: Feste Böden mit Kompensator im Mantel für die Dehnung Mantelseite: 15265 kg/h Dämpfe bei 117 °C und 0,12 bar (35000 m3/h) Auslegung Mantelseite: Vakuum/ 4 bar und 300 °C Rohrseite: 321,5 t/h Kühlwasser mit 80 °C Auslegung Rohrseite: 6 bar und 150 °C Konstruktive Daten: Mantelinnendurchmesser: 700 mm Rohre: 462 Rohre 20 x 2, Länge = 6 m, Dreieckteilung 26 mm, 1 Gang 6 Umlenkbleche mit 800 mm Abstand und 40 % Cut (Umlenkblechauschnitt seitlich) Mantelstutzen: Eintritt oben DN 500, PN 10,Gasaustritt oben DN 100, PN 16 Kondensataustritt unten DN 150, PN 16 Rohrseitige Stutzen: DN 200, PN 16 Mit Auflager für horizontale Aufstellung und Kompensator für die Wärmedehnung Abb. 1.41 Wärmetauscherspezifikation 1

1.11

Angebotsvergleich und Bestellung

63

Pos. 2: Dampfbeheizter Einsatzvorwärmer W 287 (7,5 m2 ) TEMA-Typ: CFU oder BEU Bauart: Horizontaler U-Rohr-Wärmetauscher Austauschfläche: 7,5 m 2 Mantelseite: 17 t/h Pyrolyseöl von 50 °C auf 80 °C Auslegung Mantelseite: 6 bar und 200 °C Rohrseite: 500 kg/h Dampf, 196 °C, 13 bar Auslegung Rohrseite: 15 bar und 200 °C Konstruktive Daten: Mantelinnendurchmesser: 263 mm Rohre: 16 U-Rohre = 32 Einzelrohre 25 x 2, Länge = 3 m, Dreieckteilung 32 mm, 2 Gänge 50 Umlenkbleche mit 54 mm Abstand und 30 % Cut mit horizontaler Sehne Mantelstutzen: Eintritt oben DN 80, PN 25, Kondensataustritt unten DN 80, PN 25 Rohrseitige Stutzen: DN 50, PN 16 Mit Auflager für horizontale Aufstellung Pos. 3: Kühlwassergekühlter Destillatkühler W 16.4 für K 16 (9,4 m 2 ) TEMA-Typ: AEL mit expansion joint Bauart: Feste Böden mit Kompensator für die Wärmedehnung, Horizontalaufstellung Mantelseite: 1800 kg/h Harzöl von 85 °C auf 40 °C Auslegung Mantelseite: 6 bar und 150 °C Rohrseite: 3500 kg/h Kühlwasser von 30 °C auf 40 °C Auslegung Rohrseite: 6 bar und 100 °C Konstruktive Daten: Mantelinnendurchmesser: 263 mm Rohre: 30 Rohre 25 x 2, Länge = 4 m, Dreieckteilung 32 mm, 6 Gänge 72 Umlenkbleche mit 54 mm Abstand und 35 % Cut mit horizontaler Sehne Mantelstutzen: DN 50, PN 16 Rohrseitige Stutzen DN 50, PN 16 Mit Auflager für horizontale Aufstellung im Stahlgerüst Abb. 1.42 Wärmetauscherspezifikation 2

Für die Planung ist die schnelle und termingerechte Lieferung der Zeichnungen, Fundamentpläne und Berechnungen wichtig, damit Lage- und Aufstellungspläne und Isometrien erstellt werden können. Um die Bereitstellung dieser Unterlagen zu beschleunigen, sollte die erste Anzahlung nicht nach der Auftragsbestätigung, sondern nach Eingang der geforderten technischen Unterlagen (siehe Abb. 1.44) erfolgen.

64

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Bestellung-Nr.:

Datum: Februar

Firma: Busch Adresse: Bezug: Anfrage- und Angebots-Nr. Gegenstand: 1 Vakuumpumpe mit Zubehör und Motor gemäss Anfrage und Angebot Saugvermögen: 250 m3 /h Motor: 7,5 kW Eexd Preis: 38000,- Euro Preisbasis: frei Werk Zahlung: 30 % bei Auftragsbestätigung und Vorlage der technischen Unterlagen 70 % nach Lieferung, jeweils 30 Tage netto Termin: Juni Pönale: 1% pro Woche Verspätung, max. 5 % Garantie: 2 Jahre nach Anlieferung ohne Garantiebürgschaft Code: ATEX 95 und Maschinenrichtlinie (RL 89/39 EWG) Niederspannungsrichtlinie (RL 72/23 EWG) und EMV-RL Dokumentation: gemäss Code und geforderten technischen Unterlagen, 3 -fach bis Ende März Kennlinie und Fundamentplan Betriebsanleitung mit Sicherheitsanweisungen Montage- und Wartungshinweise Sonstige zu beachtende Vorschriften: siehe Anlage Versandanschrift: Beck & Co, z.Hd. Herrn Schmidt Hauptstr. 20 06236 Leuna Transportversicherung: Lieferant bei Bestellung frei Werk Besteller bei Bestellung ab Werk Anlagen: Einkaufs- und Abwicklungsbedingungen Geforderte technische Unterlagen Vorschriften und Richtlinien Abb. 1.43 Bestellung für eine Vakuumpumpe

Typische Bestellfehler Vereinbarung eines Pauschalfestpreises ohne genaue Beschreibung des Lieferumfangs Kolonnen ohne Bühnen und Leitern und ohne Tragringe für die Einbauten Unterschiedliche Abmessungen für Apparat und Einbauten Vergessene Verankerung und Ankerschrauben Unterschiedliche Flansche bei Apparaten von verschiedenen Lieferanten Molchsystem nicht abgestimmt mit Rohrleitung und Armaturen Einige Hinweise zur Bestellung werden in Abb. 1.45 gegeben.

1.11

Angebotsvergleich und Bestellung

65

Geforderte technische Unterlagen Mit der Auftragsbestätigung: Beschreibung mit Datenblatt und Massblättern und Gewichten Bescheinigungen für Zulassung nach ATEX 95 mit Baumusterprüfung oder WHG (Eignungdfeststellung oder Fachbetriebspflicht) oder DGRL (Druckgeräterichtlinie) Montage- bzw. Installationsanweisung mit E-Anschlussplänen einschl. Inbetriebnahme- und Betriebsanweisung und Wartungs-/Schmieranleitung und Kennlinien: Fördermenge, Leistung, NPSH-Wert und Fundamentpläne mit Belastungen und Verankerung

P P D D P P P P P

Zur Kontrolle und Freigabe der Fertigung: Ausführungszeichnungen von Behältern und Apparaten Zeichnungen der Stahlgerüste Entwurf von Schalt-, Steuer- und Regelschränken

E

Nach der Lieferung: Dokumentation gemäss Code: DGRL, ATEX 95, WHG Ausführungszeichnungen Betriebsanleitung mit Sicherheitshinweisen Festigkeitsberechnung + statischer Nachweis + Werkstoffnachweis Gefahrenanalyse Prüf- und Abnahmepapiere Konformitäts- und Herstellerbescheinigung

D+P D P D D D D+P

Nach der Montage: Aufstellungs- und Verrohrungspläne mit Isometrien Spannungsanalyse für Rohrleitungen mit hohen Wärmespannungen und Kontrolle der Stutzenbelastung durch Rohrleitungsspannungen Schaltpläne und Kabel-/Klemmenlisten Herstellerbescheinigungen: Für Rohrleitungen mit Druck-/Dichtigkeitsprüfungen Für MSR + Steuerung + Schaltschrank mit Funktionskontrollen D = Druckbehälter und Apparate P = Pumpen und Maschinen E = Elektro-und MSR-Ausrüstung V = Verrohrung Abb. 1.44 Geforderte technische Informationen

D

V V D+V E V E

66

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Hinweise zur Bestellung Behälter: Abmessungen mit Stutzen und Füssen/Zarge, möglichst mit Skizze Werkstoff. Druck.. Temperatur Code: DGRL/ AD 2000/ TRB DIN für Rühr- oder Lagerbehälter und stehende oder liegende Druckbehälter Korrosionsschutz: DIN 55928 Strahlentrostung SA 2,5, 2-fache Grundierung Rohrleitungen: Code: DGRL + TRR Nahtlose Rohre: DIN 1629 Teil3, DIN 630+17172+17173+17175+17179 Geschweißte Rohre: DIN 1626+1628+17172+ I 7174+17177+17178 Edelstahlrohre: DIN 17457+17458+SEW 400 Stahlrohre DIN 2448, gestrahlt + grundiert Rohrbogen DIN 2605 T — Stücke DIN 2615 Reduzierungen DIN2616 Vorschweißflansche DIN 2633 Form C Schrauben DIN 601/ 267 Blindflansche DIN 2527 Form B Dichtungen DIN 2690 gemäß TA Luft DIN 28091 Technische Lieferbedingungen für Dichtungen DIN 28091-1 Weichstoffdichtungen, z.B. Aramid-Dichtung bis 250 °C DIN 28091-3 Graphitdichtungen Armaturen: Kugelhähne PN 16-Absperrklappen PN 10 – Rückschlagventile (Dichtigkeit gemäß TA Luft) Wichtig: Betriebsdruck + Betriebstemperatur, z.B. 10 bar und 150 °C, Werkstoff Abnahmeprüfzeugnis nach EN 10204 für Werkstoff Ablieferungsprüfungen nach DIN 3230Teil 3 CE-Kennzeichnung nach DGRL, Kategorie III, Modul H mit Konfirmitätserklärung Beispiel: Kompaktkugelhahn Typ Adler FA, DN 40, PN 16, Gehäuse Stahl. Kugel aus Edelstahl, Dichtungen PTFE, Code DGRL oder DIN 3230 Teil 5 MSR — Ausrüstung: Wettergeschützt für Freiluftaufstellung IP 54 Ex — Schutz: Eex ia II B T4 für Zone 0 + 1 Code: ExVO bzw. ATEX 95 Meßgeräte mit 2—Leiterausgang zur SPS Code: DGRL+WHG+ATEX95 Regler: Niveau P Durchfluß PI / PD Temperatur PID Einbau: z.B. Muffe oder Flansch PN 16 Schaltschrank + SPS: TÜV — Abnahme beim Hersteller Code: ElexV bzw. ATEX 137 + VBG 4 + VDE — Regeln Motore: VIK-Anforderungen und Ex-Schutz nach ATEX 95(EEX d oder Eex e) Abb. 1.45 Hinweise zur Bestellung

Druck PI

1.13

1.12

Ingenieurmäßige Detailarbeiten

67

Auftragsverfolgung und Qualitätskontrolle

Alle Bestellungen müssen routinemäßig auf Termin und Qualität kontrolliert werden. Es werden Termine für Zeichnungen, Berechnungen und Abnahmen vereinbart. Abweichungen von der Spezifikation in den Zeichnungen müssen schnell korrigiert werden, z. B. • • • • •

falsche Stutzenstellungen und Stutzengrößen falsche Flansche, besonders bei Nut und Feder fehlende Tragösen oder falsch angeordnete Tragpratzen unzulässig hohe Kräfte und Momente auf Stutzen durch die Thermospannung falsche Fundamentabmessungen oder Ankerschrauben

1.13

Ingenieurmäßige Detailarbeiten

RI-Fließbilder mit Rohrleitungen und MSR-Ausrüstung (Abb. 1.46)

Abb. 1.46 R+I-Fließbild einer Lösemittelkondensationsanlage bei – 40  C

68

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen AD-Merkblatt B1

AD-Merkblatt B11

Mantelrohr/Innendruck, Thermospannung

Rohre/Druck, Thermospannung

AD-Merkblatt B5 Rohrboden/Druck, Thermospannung

AD-Merkblatt B8 Flansche

AD-Merkblatt B7 Schrauben/Dichtungskräfte

AD-Merkblatt B3

AD-Merkblatt B9

Gewölbte Böden/ Innendruck

Stutzen/Verschwächung durch Ausschnitte

Abb. 1.47 Festigkeitsberechnungen für Wärmetauscher [4]

• • • • • • •

Aufstellungspläne mit Seitenansichten (Abb. 1.22 and Abb. 1.23) Statische Berechnungen für Fundamente und Stahlbau Verrohrungspläne für Apparate, Behälter und Maschinen Auslegung der Isolierung von Apparaten, Behältern und Rohrleitungen Spannungsberechnung der Rohrleitungen mit Festpunkt und Stutzenbelastung Überprüfung auf gegenseitige Beeinflussung von Stutzen auf Rührbehältern Festigkeitsberechnungen von Apparaten (siehe Abb. 1.47, 1.48, 1.49)

1.14 • • • • • •

Anfragen für Montagearbeiten und Bestellung

Fundamente und Stahlbau Erdarbeiten, Kanalisation und Kabelverlegung Aufstellung und Montage der Apparate (Abb. 1.50 und 1.51) Verrohrung mit Einbau der MSR-Geräte (Abb. 1.52) Isolierung von Apparaten, Behältern und Rohrleitungen MSR-Montage elektrisch und pneumatisch

1.15

Ablauf der Arbeiten auf der Baustelle

Abb. 1.48 Mantelwandstärke in Abhängigkeit vom Manteldurchmesser für P ¼ 10 bar und P ¼ 25 bar

69

Festigkeitskennwert K = 198 N/mm2 Schweißnahtfaktor V = 1

Sicherheitsbeiwert S = 1,5 Zuschläge C1 und C2 = 0

30

Wandstärke s [mm]

25

r

p

20

=

25

ba

15

10

p=

ar

10 b

5

0 500

3000 1000 1500 2000 2500 Mantelaußendurchmesser Da [mm]

• E-Montage und Erdung • Strahlen und Anstrich

Die Bestellung der Montagearbeiten erfolgt auf der Basis von • • • •

Baustellen- und Montagebedingungen Allgemeine Rohrleitungsrichtlinie Richtlinien für Elektro- und MSR-Installationen Allgemeine Oberflächenschutzrichtlinie

1.15

Ablauf der Arbeiten auf der Baustelle

Im Allgemeinen gilt folgender Terminablauf: 1. Bodenaustausch, -verbesserungen oder -aufspülungen 2. Straßen, Baustrom, Bauwasser, Zaun, Bürocontainer

70

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Festigkeitskennwert K = 198 N/mm2 Schweißnahtfaktor V = 1

Sicherheitsbeiwert S = 1,5 Zuschläge C1 und C2 = 0

gerechnet für Klöpperboden

ba r

30

Wandstärke s [mm]

p

=

25

25

20

15

p

0 =1

r

ba

10

5

0 500

1000

1500

2000

2500

3000

Bodenaußendurchmesser Da [mm]

Abb. 1.49 Klöpperbodenwandstärke in Abhängigkeit vom Durchmesser bei 10 und 25 bar Innendruck

3. Kanalisation, Feuerlöschleitungen, Pfahlgründungen, Fundamente 4. Tankbau, Stahlgerüste, Schiffsanleger, Rohrbrücken 5. Montage der angelieferten Apparate, Maschinen, Öfen, Kessel, Luftkühler, Kühltürme, 6. Anlieferung von Armaturen, Regelventilen, Rohrmaterial, MSR-Ausrüstung 7. Verrohrung und Einbau der MSR-Geräte 8. Kabelverlegung 9. Elektro- und MSR-Montage 10. Gebäude und Waagen 11. Begleitheizung und Isolierung 12. Gleise 13. Anstrich einschließlich Feuerschutzverkleidung

1.16

Inbetriebnahme

Abb. 1.50 Fraktionierkolonne mit Wärmetauschern und Röhrenofen

1.16

Inbetriebnahme

Vor der Inbetriebnahme werden die Anlagen nochmals geprüft. Es sollte eine Anleitung zur Inbetriebnahme vorliegen, z. B. • • • • •

Kühlwasser anstellen Vakuum einstellen Produkt einsetzen Heizung anstellen MSR-Ausrüstung kontrollieren

Empfehlenswert ist eine Liste mit routinemäßigen Sicherheitsüberprüfungen.

71

72

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Abb. 1.51 Apparateanordnung für eine Rührbehälteranlage

1.16

Inbetriebnahme

73

Spezifikation für Verrohrungsarbeiten Anzubieten sind die Verrohrungsarbeiten für 16 Rohrleitungsstränge an der Kolonne K 16. Der Arbeitsumfang ist in den beigefügten 16 Isometrien mit Stücklisten und Rohrlagerbelastungen bzw. -verschiebungen für Strang 1 bis Strang 16 beschrieben. Rüst- und Hebezeuge sowie Gerüste + Leitern bis 6 m Höhe sind im Preis enthalten. Die örtlichen Bedingungen sind bei der Preisfindung zu berücksichtigen, ebenso die Planungsunterlagen für Rohrleitungsbegleitheizungen. Beigestellt werden: Rohre, Flansche, Dichtungen, Schrauben, Formstücke(Bögen+T -Stücke+Reduzierungen), Armaturen, MSR-Ausrüstung (TI + PI+FI+Regelventile) Angebotsabgabetermin: März Termin für die Verrohrungsarbeiten: März bis Ende Mai Codes: 1. Druckgeräterichtlinie und DIN EN 13480 Rohrklasse 0 + BGV D1 + DIN EN 729 -3 2. § 19 WHG (Fachbetriebszulasung)+TRR 100 ff für Material + Verlegung+Schweißarbeiten 3. Baustellenordnung und UVV + Arbeitsstättenrichtlinien 4. Dokumentation und Prüfungen: gemäß Code (Röntgen 10 % der Nähte) mit Errichterbescheinigung 5. Rohrhalterungen gemäss „Anforderungen an Rohrhalterungen“ Angebotsgliederung a) Montagepreis für die 16 dokum entierten Isometrien mit Stücklisten b) Verechnungssatz in Euro/h für Mehr - oder Minderleistungen und Anschlussarbeiten und Begleitheizung auf Basis der beigefügten Aufmassliste Anforderungen an Rohrhalterungen Die auf den Isometrien angegebenen Rohr lagerbelastungen sind mit 30 % Sicherheitsreserve auszulegen. Code: DIN EN 13480-3 für Rohrleitungen nach DGRL Für Kategorie 0 + I: Halterungsklasse S1 mit Rohrschellen nach DIN 3567 Prüfbescheinigung nach DIN EN 10204: Entsprechend DIN EN 764 -5 Dokumentation: Gemäss DIN EN 13480 -3 Anhang L Anlage: Liste der 16 Stränge mit Isometrien und Stücklisten Aufmasspreisliste für Mehrleistungen Rohrklassenübersicht Abb. 1.52 Anfrage für Verrohrungsarbeiten

74

1.17

1 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen

Planungsfehler

Im Folgenden sind einige Beispiele für Planungsfehler aufgelistet. 1. In Destillationskolonnen muss neben Bodenzahl und Rücklauf auch die hydraulische Belastung stimmen, insbesondere in Vakuumkolonnen und Blasendestillationen. Falsche fluiddynamische Auslegung ! Schlechte Fraktionierung 2. Für thermisch empfindliche Produkte müssen druckverlustarme Einbauten und Verdampfer ohne Siedepunktserhöhung gewählt werden. Große Siedepunktserhöhung ! Thermische Produktschädigung 3. Zu geringe installierte NPSH-Werte für Pumpen, insbesondere bei Leichtsiedern, siedenden Flüssigkeiten und gashaltigen Produkten. Unzureichender NPSH-Wert ! Funktionsunfähige Pumpe und Kavitation 4. Nichtberücksichtigung der Schluckfähigkeit in Vakuumkondensatoren ! Produktionsengpass beim Kondensieren und Emissionen 5. Falsch ausgelegte Atmungsventile auf Lagertanks ! Tankeinbeulung und Emissionen in die Atmosphäre 6. Aufheizen von nicht enthärtetem Kühlwasser auf > 50  C ! Kalkausfall, Korrosion und unzureichende Kühlung 7. Unzureichende Dimensionierung von Abscheidern ! Schlechte 2-Phasen-Trennung und Tropfenmitreißen 8. Zu große oder zu kleine Regelventile ! Zu hoher Druckverlust mit Kavitation oder mangelhafte Regelfähigkeit 9. Überschreiten der Temperaturgrenzen für Elastomere ! Dichtungen zerstört, Undichtigkeiten und Leckagen 10. Fehlende Inertisierung von Rührbehältern für Benzin ! Elektrostatische Aufladung des Benzins + Zündung 11. Große Toleranzen in Wärmetauschern mit viel Leckage-/Beipass-Strömung ! Niedrige Wärmeübergangszahlen und schlechte Wirksamkeit 12. Nicht leitfähige Kunststoffe, z. B. PTFE ohne Grafit, für explosible Gase ! Elektrostatische Aufladung und Explosionsgefahr

Literatur 1. DECHEMA: „Chemsafe“, BAM, PTB, DECHEMA, Frankfurt (2008) 2. Steen, H.: Handbuch des Explosionsschutzes. Wiley, Weinheim (2000) 3. Molnarne, M., Möller, W.: CHEMSAFE-Eine Datenbank für bewertete sicherheitstechnische Kenngrößen. CIT. 81(1/2), 45–47 (2009) 4. Brandes, E., Möller, W.: „Sicherheitstechnische Kenngrößen“, Bd.1 „Brennbare Flüssigkeiten und Gase“. Neues Wissen, Bremerhaven (2008) 5. Brandes, E., Schröder, V.: Explosionsgrenzen bei nichtatmosphärischen Bedingungen. CIT. 81(1/2), 153–158 (2009)

Literatur

75

6. Nitsche, M.: Abluft-Fibel. Springer, Berlin (2015) 7. Nitsche, M.: Bevor’s knallt. Inertisieren vermeidet Explosionen. Chemie Technik. 32(6), 22–26 (2003) 8. Nitsche, M.: Kolonnen-Fibel. Springer, Berlin (2014) 9. Nitsche, M.: Wärmetausch-Fibel II. Vulkan, Essen (2013) 10. Nitsche, M.: Wärmetausch-Fibel I. Vulkan, Essen (2012) 11. Nitsche, M.: „Rohrleitungs-Fibel“, Vulkan, Essen (2011)

Weiterführende Literatur zur Vertiefung BG RCI und VDSI: Ratgeber Anlagensicherheit. Universum, Wiesbaden. G. Bernecker „Planung und Bau verfahrenstechnischer Anlagen“. Springer Berlin (2001) Helmus, F.P.: Anlagenplanung. Wiley, Weinheim (2003) Wagner, W.: Planung im Anlagenbau. Vogel, Würzburg (2009) Weber, K.H.: Engineering verfahrenstechnischer Anlagen. Springer, Berlin (2014)

2

Betriebsmittelversorgung

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

Es werden die wichtigsten Gesichtspunkte bei der Auswahl eines Heizsystems mit Dampf oder flüssigen Wärmeträgern behandelt, und es wird gezeigt, was man bei der Auslegung und Regelung der Beheizung zu beachten hat. Das folgende grobe Auswahlraster zeigt den bevorzugten Einsatz der verschiedenen Beheizungssysteme: • Warmwasserheizung für Temperaturen bis 150 °C • Dampfbeheizung für Temperaturen bis 200 °C • Organische Wärmeträger für Temperaturen von 200 °C bis 300 °C

2.1.1

Dampfbeheizung

In Chemie- und Industrieanlagen ist Wasserdampf der am häufigsten eingesetzte Wärmeträger, weil der Dampf im Vergleich zu flüssigen Wärmeträgern einige Vorteile hat: • Weitgehend isotherme Beheizung auf der gesamten Heizfläche • Sehr gute Wärmeübergangszahlen > 6000 W/m2 K • Einfache und schnelle Regelungsmöglichkeit

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_2

77

78

2

Betriebsmittelversorgung

Für die Heizleistung Q eines dampfbeheizten Apparates mit der Fläche A gilt folgende Gleichung: Q ¼ k  A  Δt ðW Þ Δt ¼ t Kond  t pr od ð CÞ Die Heizleistung für einen Apparat kann geregelt werden durch eine dampfseitige Regelung mit Veränderung des treibenden Temperaturgefälles Δt durch eine Absenkung der Kondensationstemperatur des Dampfes bei niedrigerem Druck (Abb. 2.1) oder eine kondensatseitige Regelung mit Veränderung der wirksamen Fläche durch teilweises Fluten der Wärmetauscherfläche mit Kondensat (Abb. 2.4) Meistens wird die in Abb. 2.1 gezeigte Dampfregelung eingesetzt. Zur Drosselung der Heizleistung im Wärmetauscher wird der Strömungsquerschnitt im Regelventil reduziert. Das verursacht einen Druckverlust im Ventil und der in den Wärmetauscher eintretende Dampf hat einen niedrigeren Druck. Die Kondensationstemperatur tKond des Wasserdampfes sinkt bei einem geringeren Kondensationsdruck, und die treibende Temperaturdifferenz zwischen dem Taupunkt des Wasserdampfs und der Produkttemperatur Δt = tKond – tProd wird kleiner. Das folgende Beispiel zeigt, dass die Heizleistung bei einer Reduzierung des Dampfdrucks von 5 bar auf 3 bar von 100 % auf 42 % abgesenkt wird, weil die treibende Temperaturdifferenz von 31,8 °C auf 13,5 °C reduziert wird.

Abb. 2.1 Dampfregelung für dampfbeheizte Apparate

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

79

Beispiel 2.1.1.1: Treibende Temperaturdifferenz bei verschiedenen Dampfdrücken in einem dampfbeheizten Verdampfer

tProd ¼ 120  C

Produktsiedetemperatur

tKond ¼ 151,8  C

Dampfdruck ¼ 5 bar

Δt ¼ 31,8  C

Q ¼ 100 %



Dampfdruck ¼ 3 bar tKond ¼ 133,5 C Δt ¼ 13,5  C Q ¼ 42 % Die in Abb. 2.1 dargestellte Dampfregelung ist schnell und reduziert direkt die Heizleistung. Die Beheizung erfolgt bei der minimal erforderlichen Wandtemperatur, sodass weniger „Fouling“ und geringere Thermospannungen auftreten. Nachteilig ist die bei der Heizdampfdrosselung auftretende Dampfüberhitzung. Beim Drosseln des Dampfes auf einen geringeren Druck bleibt die Dampfenthalpie gleich, und es entsteht ein überhitzter Dampf bei niedrigerem Druck. Die Temperatur des überhitzten Dampfes kann der Dampftafel entnommen werden. Gegebenenfalls muss interpoliert werden [1]. Es muss überprüft werden, ob der Wärmeübergang durch die Überhitzung beeinträchtigt wird. Wenn die Wandtemperatur kälter ist als die Kondensationstemperatur des Dampfes, wird der Wärmetauscher mit der Wärmeübergangszahl für kondensierenden Wasserdampf ausgelegt. Twand < tkond ! Auslegung mit der Wärmeübergangszahl für die Dampfkondensation Wenn die Wandtemperatur oberhalb der Kondensationstemperatur des Dampfes liegt, muss zusätzlich die Fläche zum Kühlen des überhitzten Dampfes auf Sattdampftemperatur berücksichtigt werden. Das ist aber selten der Fall. TWand > tkond

!

€ Uberhitzung berücksichtigen

Eine einfache Methode zur Ermittlung der Wandtemperatur bzw. zur Kontrolle der Überhitzung wird in [1] gegeben (Abb. 2.2).

T1 Dampf

aa ∗ (T1 – Tw) = k ∗ (T1 – t 2)

Tw =

1 k

=

aa ∗ T1 – k ∗ (T1 – t 2) aa 1 aa

+

1 ai

+

Σf

+

s l

Abb.2.2 Kontrolle der Überhitzung

t2

t1 Produkt

Produkt

T2 Kondensat

80

2

Betriebsmittelversorgung

Schriftzeichen: A = Wärmetauscherfläche (m2) T1 = Dampfeintrittstemperatur (°C) TW = Wandtemperatur (°C) T üb = Temperatur des überhitzten Dampfes (°C) tKond = Kondensationstemperatur des Dampfes (°C) Tsatt = Sattdampftemperatur (°C) t1 = Produkteintrittstemperatur (°C) t2 = Produktaustrittstemperatur (°C) iüb = Enthalpie des überhitzten Dampfes (kJ/kg) k = Wärmedurchgangszahl (W/m2 K) s = Rohrwandstärke (m) λ = Wärmeleitzahl der Rohrwand (W/m K) αa = Äußere Wärmeübergangszahl (W/m2 K) αi = Innere Wärmeübergangszahl im Rohr (W/m2 K) Σ f = Verschmutzungswiderstände (m2K/W) λ = Wärmeleitzahl der Rohrwand (W/m K) Falls die Überhitzung nicht zulässig ist, kann ein Heißdampfkühler installiert werden. In einem Wasserbadkühler wird der Heißdampf auf Sattdampftemperatur gekühlt. Mit Einspritzkühlern erreicht man eine Abkühlung auf ca. 5 °C oberhalb der Sattdampftemperatur. Der Temperaturfühler zur Messung der abgekühlten Dampftemperatur hinter Einspritzkühlern muss weit genug hinter der Wassereinspritzung installiert werden, damit die eindosierten Wassertropfen vorher verdampfen können. Die erforderliche Wassermenge W zur Abkühlung des Heißdampfes auf Sattdampftemperatur berechnet man wie folgt: W¼

mu€b  ðiu€b  isatt Þ ðkg=hÞ isatt  iW

isatt = Enthalpie des Sattdampfes (kJ/kg) müb = Heißdampfmenge (kg/h) W = Wassermenge (kg/h) i W = Wasserenthalpie (kJ/kg)

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

81

Beispiel 2.1.1.2: Berechnung der Wassermenge W zur Abkühlung von Heißdampf

Heißdampfmenge müb ¼ 5000 kg=h Heißdampfenthalpie iüb ¼ 3248,7 kJ=kg bei 20 bar und 400  C Sattdampfenthalpie bei 5 bar und 151,6  C:

iSatt ¼ 2748 kJ=kg

Wasserenthalpie bei 8 bar und 100  C:

iW ¼ 419,6 kJ=kg

W¼

5000  ð3248,7  2748Þ ¼ 1075 kg=h 2748  419,6

Die Dampfregelung in Abb. 2.1 wird eingesetzt, wenn der geregelte Heizdampfdruck deutlich oberhalb des Drucks im Kondensatsystem liegt, so dass immer ein ausreichender Differenzdruck für die Ableitung des Kondensats aus dem Wärmetauscher in das Kondensatsystem gegeben ist. Wenn sich jedoch bei Heiztemperaturen unter 100 °C ein Unterdruck im Heizraum einstellt, kann das Kondensat nicht abfließen in das unter leichtem Überdruck stehende Kondensatnetz. • Der Wärmetauscher wird mit Kondensat geflutet. • Die Heizleistung bricht zusammen, weil die Heizfläche blockiert ist. • Dann macht der Temperaturregler das Dampfventil weit auf, und durch den hohen Dampfdruck wird das Kondensat aus dem Heizraum „herausgeschossen“. • Danach schließt das Dampfventil wegen der erfolgten Überheizung, und der Kondensatstau im Heizraum wiederholt sich. Eine derart intermittierende Beheizung hat in einem Verdampfer einer Destillationsanlage für Pentan katastrophale Folgen. Durch das Fluten des Verdampfers wird die Verdampfung gestoppt und das Pentan sammelt sich im Sumpf der Kolonne. Beim stoßweisen Öffnen des Dampfventils erfolgt eine Flash-Verdampfung und die Pentandämpfe schießen nach oben. Der Kondensator ist überfordert, und das Sicherheitsventil öffnet sich. In solchen Fällen muss das Kondensat abgepumpt werden wie es in Abb. 2.1 b gezeigt wird. Die Probleme mit dem Kondensatstau im Wärmetauscher treten bevorzugt auf, wenn die Heizleistung bzw. der Dampfdruck aus Produktionsgründen sehr stark reduziert werden muss. In Abb. 2.3 wird ein Beispiel mit einem Heizdampf von 8 bar gezeigt. Bei einem Gegendruck von 1,5 bar im Kondensatnetz kann die Heizleistung bis auf 50 % abgesenkt werden. Bei einer weiteren Druckabsenkung kommt es zum Stau im Wärmetauscher. Zur Berechnung der zulässigen Leistungsreduzierung durch Absenken des Kondensationsdrucks ermittelt man die logarithmische treibende Temperaturdifferenz LMTD beim Druck in der Kondensatleitung. Der Heizdampfdruck kann maximal auf den Druck im Kondensatnetz abgesenkt werden.

82

2

Betriebsmittelversorgung

9

Heizdampfdruck (bar)

8 7 6 5 4 3 2 1 0

0

0,2

0,4

0,8

0,6

1

1,2

Heizleistung (Fraktion) Heizdampfdruck

kondensatdruck

60 °C TIC

Dampf 8 bar 170,4 °C

Produkt 40 °C

Kondensatnetz 1,5 bar

Abb. 2.3 Zulässige Leistungsdrosselung im Dampfregelventil

Die Heizleistung kann somit auf 50 % der Maximalleistung abgesenkt werden. Durch eine weitere Drosselung wird der Heizdampfdruck unter den Druck im Kondensatsystem abgesenkt, und das Kondensat kann nicht abfließen. Bei der in Abb. 2.4 dargestellten Kondensatablaufregelung treten die Probleme mit dem Kondensatstau nicht auf. Das Regelventil ist im Kondensatablauf installiert, und die Leistungsregelung erfolgt durch ein teilweises Fluten der Heizfläche mit Kondensat. Die geflutete Fläche steht für die Beheizung nicht mehr zur Verfügung.

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

83

Abb. 2.4 Kondensatablaufregelung für dampfbeheizte Apparate

Wenn z. B. in einem vertikalen Verdampfer mit 3 m langen Rohren das Kondensat 1 m hoch angestaut wird, so verringert sich die Heizfläche und damit auch die Heizleistung von 100 % bei 3 m Länge auf 66 % bei 2 m Heizrohrlänge. Eine Kondensatablaufregelung ist vorteilhaft, wenn die Heizleistung in sehr weiten Bereichen geregelt werden muss. Wenn z. B. ein Verdampfer für eine sehr hohe Verschmutzung ausgelegt wurde, ist die Wärmedurchgangszahl bei der Inbetriebnahme ohne Verschmutzung so gut, dass die Heizleistung sehr stark gedrosselt werden muss. Bei der Kondensatablaufregelung wird der Dampfdruck nicht abgesenkt, und es gibt keine Probleme mit dem Kondensatabfluss ins Kondensatnetz. Das Regelventil ist kleiner, weil das kleinere Kondensatvolumen bei einem höheren Differenzdruck im Regelventil geregelt wird. Der Kondensatableiter entfällt. Der Hauptnachteil der Kondensatablaufregelung ist die träge Regelung, weil die Heizleistung nicht direkt, sondern indirekt über eine langsame Niveauänderung im Wärmetauscher geregelt wird. Zu beachten ist eine wasserschlagfreie Gestaltung des Kondensatanstaus und die Auslegung des Regelventils für siedendes Wasser mit Kavitationsgefahr. Bei hohen Differenzdrücken im Regelventil entstehen große Entspannungsdampfmengen. Wegen der ungleichen Beheizung mit kondensierendem Dampf und stehendem heißen Wasser ergeben sich einige Nachteile:

84

2

Betriebsmittelversorgung

Wegen der verschiedenen Temperaturen in der Dampf- und Wasserzone wird das Produkt unterschiedlich aufgeheizt Bei einem Thermosiphon-Verdampfer kann der Umlauf durch die ungleichmäßige Beheizung beeinträchtigt werden: • Verstärkte Korrosion an der Grenze Wasser-Dampf • Zusätzliche Thermospannungen durch unterschiedliche Temperaturen In einem liegenden Wärmetauscher können durch den Kondensatstau die Umlenkblechausschnitte geflutet werden. Das erschwert die gleichmäßige Regelung und kann Wasserschläge verursachen. Da das Regelventil nicht gleichzeitig regeln und als Kondensatableiter arbeiten kann, muss zeitweise mit Frischdampfdurchschlag gerechnet werden. Wenn man die Dampfregelung für eine Dampfkondensation im Unterdruckbereich einsetzt, also für Kondensationstemperaturen unter 100 °C, muss eine Vakuumpumpe installiert werden und der Unterdruck auf der Kondensatseite geregelt werden. Das wird in Abb. 2.5 gezeigt.

Abb. 2.5 Dampfbeheizung mit Temperatur- und Vakuumregelung

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

2.1.2

85

Beheizung mit flüssigen Wärmeträgern

Als Beheizungsmedien kommen bis 150 °C (5 bar) Heißwasser und bei höheren Temperaturen bis 320 °C organische Wärmeträger zum Einsatz. Die organischen Wärmeträger haben den Vorteil, dass das Beheizungssystem und die beheizten Apparate auch bei hohen Temperaturen über 200 °C nur für einen geringen Überdruck auszulegen sind. Zu beachten sind die deutlich schlechteren Wärmeübergangszahlen von organischen Wärmeträgern im Vergleich mit Wasser oder Dampf. Ursache sind die schlechteren Wärmeleitzahlen von organischen Wärmeträgern. Die Wärmetauscher benötigen größere Flächen. Ein grundsätzlicher Nachteil der flüssigen Wärmeträger im Vergleich zur Dampfbeheizung ist die nichtisotherme Beheizung. Die möglichen Beheizungssysteme sind in den Abb. 2.6 und 2.7 dargestellt. Bei der Primärkreisbeheizung nach Abb. 2.6 werden alle Wärmetauscher mit der aus dem Erhitzer austretenden höchsten Vorlauftemperatur beaufschlagt. Dadurch kann es zu thermischen Schädigungen des Produkts kommen. Die Heizleistungen werden beeinflusst durch den Heizbedarf der anderen Verbraucher und durch Schwankungen im Erhitzer. Durch eine Drosselung der Wärmeträgermenge wird die Strömungsgeschwindigkeit reduziert und somit auch die Wärmedurchgangszahl. Wesentlich besser ist die in Abb. 2.7 gezeigte Beheizung mit Sekundärkreisen. Unabhängig von den Schwankungen im Primärkreis ist eine gleichmäßige Beheizung möglich. Der besondere Vorteil der Sekundärkreise liegt in der großen Flexibilität hinsichtlich Vorlauftemperatur und Heizleistung, wenn der Sekundärkreis richtig ausgelegt ist. Für einen bestimmten Heizbedarf stellt sich die kleinste erforderliche Temperaturdifferenz zwischen Wärmeträger und Produkt ein. Die Strömungsgeschwindigkeit im Sekundärkreis bleibt konstant, und damit auch die Wärmeübergangszahl auf der Wärmeträgerseite. Voraussetzung ist die richtige Auslegung des Sekundärkreises für die vorliegende Aufgabenstellung. Die wichtigsten Berechnungsgleichungen sind in Abb. 2.8 zusammengestellt. Zu empfehlen ist eine möglichst geringe Temperaturdifferenz zwischen der Wärmeträgervorlauftemperatur t1 und der Wärmeträgeraustrittstemperatur t2, um eine nahezu isotherme Beheizung zu erreichen. Aus Gleichung (3) in Abb. 2.8 ist abzuleiten, dass die Wärmeträgervorlauftemperatur t1 stark abhängig ist von einer möglichst exakt geregelten Einspeisemenge E des heißen Wärmeträgers aus dem Primärkreis und einer möglichst konstanten Temperatur tE der heißen Einspeisemenge. Erfordernisse für eine exakte Temperaturregelung: • Große Umlaufmenge V mit einer geringen Temperaturdifferenz t1 – t2 • Größere Einspeisemenge E mit einer geringen Temperaturdifferenz tE – t2

86

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.6 Primärkreisläufe für Thermalölbeheizung

• Exakte Regelung der Einspeisemenge E mit der Einspeisetemperatur tE • Konstante Wärmeträgervorlauftemperatur t1 In (1) werden einige Beispiele zur Auslegung von Sekundärkreisen gegeben: • Auslegung eines Sekundärkreises für eine bestimmte Wärmeleistung • Schonende Reaktorbeheizung mit einem Sekundärkreis • Kondensator mit Warmwasserkreis für erstarrende Produkte

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

Abb. 2.7 Thermalölbeheizung mit Sekundärkreisläufen

2.1.3

Vergleich zwischen Dampf- und Thermalölbeheizung

Vorteile der Dampfbeheizung 1. Isotherme Heiztemperatur 2. Sehr gute Wärmeübergangszahlen 3. Geringe Heizmittelmenge wegen der hohen Verdampfungswärme Nachteile der Dampfbeheizung 1. Sehr hohe Drücke bei Heiztemperaturen > 180 °C 2. Teure Apparate wegen der Auslegung auf hohe Drücke

87

88

2

Abb. 2.8 Auslegung von Sekundärkreisläufen

Betriebsmittelversorgung

Auslegung eines Sekundarkreises T1

t2

t2

E

VF VF –E

Q t1

tE E

Heizen

Kühlen

T2

Erforderliche Einspeisung E für die Wärmeleistung Q: (1)

E=

Q CF * (tE – t2)

(kg / h)

Erforderliche Kreislaufmenge V1 für die Wärmeleistung Q: (2)

VF =

Q CF * (t1 – t2)

(kg / h)

Wärmelrägervorlauftemperature t1: (3)

t1 =

(VF – E)

* t2

VF

+E

*

tE

(°C)

Vorteile der Thermalölbeheizung: 1. Kein hoher Druck bei hohen Temperaturen, weil der Dampfdruck gering ist. 2. Kosteneinsparung bei den Apparaten wegen des geringen Drucks Nachteile der Thermalölbeheizung: 1. Keine isotherme Beheizung 2. Schlechte Wärmeübergangszahlen 3. Große Heizmittelmengen erforderlich mit großen Pumpenleistungen In Abb. 2.9 sind die Wärmeübergangszahlen von kondensierendem Dampf, Heißwasser und Thermalöl in Abhängigkeit von der Wärmeleistung in einem Wärmetauscher DN 500 dargestellt. Es ist deutlich zu erkennen, dass die Wärmeübergangskoeffizienten von Dampf und Heißwasser weit über den Werten von Thermalöl liegen. Die Wärmeübergangszahlen der flüssigen Wärmeträger nehmen mit zunehmender Wärmeleistung zu, weil die Strömungsgeschwindigkeit größer wird.

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

89

20000

Wärmeübergangszahl (W/m2 K)

18000 16000 14000 12000 10000 8000 6000 4000 2000 0 200

300

400

500

600

700

Wärmeleistung (kW) Wasser 90 °C Thermalöl 250 °C

Thermalöl 100 °C Dampf 180 °C

Abb. 2.9 Wärmeübergangszahlen von kondensierendem Dampf, Heißwasser und Thermalöl

Die Wärmeübergangszahl des kondensierenden Dampfes nimmt ab mit zunehmender Kondensatmenge, weil der Kondensatfilm dicker wird. Die Beheizung mit dampfförmigen organischen Dämpfen (siehe Abb. 2.10) wird in (1) behandelt. E = Erhitzer

2.1.4

Dv = Dampfverbraucher

FT = Flash-Behälter

KT = Kondensattank

Dampfkessel

2.1.4.1 Großwasserraumkessel Ein großer liegender zylindrischer Behälter ist gefüllt mit Wasser (Abb. 2.11). Die Beheizung erfolgt mit Brennern in ein oder zwei Flammrohren und zwei Rauchgaszügen. Nach der Verbrennung im Flammrohr werden die Rauchgase in der hinteren Wendekammer umgelenkt in den ersten Rauchgaszug von hinten nach vorn und nochmals umgelenkt in der vorderen Umlenkkammer in den zweiten Rauchgaszug von vorn nach hinten.

90

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.10 Fließbild für die Beheizung mit dampfförmigen organischen Wärmeträgern

Großwasserraumkessel Wassermantel

2. Zug

3. Zug

Abb. 2.11 Großwasserraumkessel nach Bosch

Dampfraum

Flammrohr

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

91

Produktnorm: EN 12953-1 bis 14: Großwasserraumkessel Dampfdrücke: bis 32 bar Dampfleistungen: 28 t/h mit 1 Flammrohr 55 t/h mit 2 Flammrohren Vorteile: • • • •

Salzhaltige Fahrweise bis 5000 μS/cm möglich (Wasserenthärtung) Leicht zu reinigen Einfache Inspektion Robust bei Lastschwankungen (Puffer) Nachteil:

• Lange Anfahrzeit beim Kaltstart

2.1.4.2 Wasserrohrkessel Im Gegensatz zum Großraumkessel strömt das Wasser durch die Rohre (Abb. 2.12). Es sind höhere Drücke und höhere Temperaturen möglich. Die Beheizung erfolgt mit Brennern und Rauchgasen von außen. Der Wasserumlauf erfolgt beim Naturumlaufkessel nach dem Thermosiphoneffekt. In Zwangsumlauf- oder Zwangsdurchlaufkesseln wird das Wasser gepumpt. Produktnorm: EN 12952-1 bis 17: Wasserrohrkessel. Wegen der hohen Wärmestromdichte (örtlich > 250 kW/m2) muss das Kesselspeisewasser gut aufbereitet werden auf eine Leitfähigkeit < 2000 μS/cm. Wasserrohrkessel

Dampfraum Membranwände

Dampftrommel Abgassammler Heizfläche

Speisewassertrommel

Abb. 2.12 Wasserrohrkessel nach Bosch

Feuerraum

92

2

Betriebsmittelversorgung

2.1.4.3 Schnelldampferzeuger Schnelldampferzeuger sind kleine Wasserrohrkessel mit spiralförmig gewickelten Rohren. Der Brenner ist mittig angeordnet. Brennstoffzufuhr und Wassereinsatzpumpe sind aufeinander abgestimmt. Erzeugt wird ein Nassdampf. Zu empfehlen ist ein Wasserabscheider. Dampfdrücke: bis 32 bar Vorteil: Kurze Anfahrzeit (Abb. 2.13) Erforderliche Spezifikation für Dampfkessel Dampfleistung: 10 t/h Dampfdruck: 20 bar Dampfüberhitzung: 30 °C Brennstoff: Heizöl oder Erdgas Brennerleistungsregelung: stufenlos modulierend Kesselwirkungsgrad: 89 % EG-Baumusterprüfung nach DGR Erforderliche Qualität des Kesselspeisewassers: VGB-Richtlinien

Abb. 2.13 Schnelldampferzeuger

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

93

2.1.4.4 Kesselspeisewasseraufbereitung und -entgasung Folgende Gefahren treten in einem Dampfkessel auf [1]: • Bildung von Calciumcarbonat und Überhitzungen mit der Gefahr des Rohrreißens • Korrosion durch die Bikarbonatspaltung • Korrosion durch Sauerstoff und CO2 im Kesselspeisewasser bei schlechter Entgasung Um Kesselschäden durch Ablagerungen und Korrosion zu vermeiden, muss das Zusatzwasser aufbereitet werden in Umkehrosmose-, Elektrodialyse- oder Ionentauscheranlagen. Der Salzgehalt wird reduziert (Enthärtung) oder entfernt (Vollentsalzung). Die Entscheidung, welches Verfahren eingesetzt wird, fällt man auf Basis eines Betriebskostenvergleichs. Wasseraufbereitungskosten: • • • • • • •

Energiekosten (€/m3) Chemikalienkosten (€/m3) Wasserkosten (€/m3) Aufbereitungskosten für Regenerationsabwasser (€/m3) Wasser- und Wärmeverlustkosten durch Absalzung (€/m3) Bedienungs- und Wartungskosten (€/m3) Kapitalkosten der Wasseraufbereitungsanlage (€/m3)

Die gelösten korrosiven Gase Sauerstoff und Kohlendioxid werden in einem Entgaser aus dem Speisewasser entfernt (Abb. 2.14). Mit zunehmender Temperatur sinkt die Gaslöslichkeit von Gasen im Kesselspeisewasser. Die Berechnung erfolgt nach den Gesetzen von Raoult und Dalton (1). Mit abnehmendem Gesamtdruck, z. B. im Vakuum, verringert sich die Gaslöslichkeit. Anforderungen an einen Entgaser Aufheizen des Wassers auf den Siedepunkt beim Arbeitsdruck im Entgaser Ausstrippen der gelösten Gase mit Abdampf Möglichst große Stoffaustauschfläche für das Ausstrippen der Gase mit Strippdampf Kontinuierliche Abfuhr des Dampf-Gas-Gemisches Restgehalte von < 0,02 mg O2/kg Wasser und max. 1 mg CO2/kg Wasser Aufheizung des entgasten Wassers auf Siedetemperatur, damit nicht wieder Gas gelöst wird

94

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.14 Speisewasserbehälter mit thermischem Entgaser

2.1.4.5 Kondensatwirtschaft Durch die vermehrte Rückführung von Kondensat erreicht man folgende Vorteile: • Erzeugung von Niederdruckdampf durch das Nutzen der Kondensatwärme bei der Entspannung im Entspannungsventil auf einen niedrigeren Druck. Dieser Niederdruckdampf kann für Beheizungszwecke verwendet werden. • Eine vermehrte Kondensatrückführung verringert die Kesselspeisewassermenge, die aufbereitet und aufgeheizt werden muss. Die Wasseraufbereitungsanlage kann für eine kleinere Kapazität ausgelegt werden, z. B. bei 50 % Kondensatrückführung auf 50 % der Kesselspeisewassermenge. Beispiel: siehe (1) • Geringere Absalzrate durch das rückgeführte Kondensat, das salzfrei ist. Im Kessel darf ein bestimmter Salzgehalt nicht überschritten werden. Die Berechnung der erforderliche Absalzmenge wird in (1) gezeigt. • Kondensatableiter Die richtige Auswahl und Installation der Kondensatableiter ist entscheidend für die richtige Funktion und für die Vermeidung von Leckdampf. Funktionsgerecht arbeitet ein Ableiter, der Kondensat und unkondensierbare Gase einwandfrei abführt.

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

95

Effizient ist ein Kondensatableiter, der keinen Schlupfdampf durchlässt. Bei der Auswahl des geeigneten Ableiters sind folgende Kriterien zu beachten: Kontinuierliche (Schwimmer) oder diskontinuierliche Arbeitsweise (Glocke) Ohne Kondensatunterkühlung: Schwimmer-, Glocken- oder thermodynamischer Ableiter Mit Kondensatunterkühlung: Bimetall-, Kapsel- oder Stauerableiter Typische Installationsfehler bei Kondensatableitern: • Montage von 2 Ableitern hintereinander oder unterdimensionierte Zuleitung zum Ableiter • Parallelschaltung von 2 Dampfverbrauchern auf einen Ableiter • Unzureichende Kondensatabfuhr im Teillastbereich bei Unterdruck vor dem Ableiter • Dampfpolster in einer ansteigenden Leitung zum Ableiter • Hoher Gegendruck in der Kondensatleitung beeinträchtigt die Kondensatabfuhr

2.1.4.6 Optimierung einer Dampfkesselanlage Folgende Möglichkeiten zur Verbesserung des Kesselwirkungsgrads stehen zur Verfügung: • Gute Kesselspeisewasseraufbereitung auf einen geringen Salzgehalt, um Ablagerungen und Korrosionsschäden zu vermeiden und die Absalzmenge zu minimieren • Möglichst viel Kondensat zurückführen in den Kessel, um die Aufbereitungskosten für das Kesselspeisewasser zu senken und die Absalzrate zu verringern • Reduzierung der Abgasmenge durch eine geringere Luftüberschusszahl • Absenkung der Abgasaustrittstemperaur durch eine Kesselspeisewasservorwärmung im ECO und eine Verbrennungsluftvorwärmung im LUVO mit den heißen Rauchgasen (Abb. 2.15). Berechnungen (1) In einer Verbrennungsberechnung wird der Sauerstoff- und Luftbedarf für eine stöchiometrische Verbrennung und die bei der Verbrennung anfallende Abgasmenge berechnet. Die Luftüberschusszahl wird aus der CO2- oder O2-Konzentration in den Rauchgasen bestimmt. Wirkungsgrad des Dampfkessels und Brennstoffbedarf Der Wirkungsgrad der gesamten Kesselanlage wird mit der direkten Berechnungsmethode als Quotient aus nutzbarer Energie und eingebrachter Brennstoffenergie ermittelt.

96

2

Betriebsmittelversorgung

ABGAS DAMPF

t6 LUFT

t1

t3

LUVO1 Economizer

HEIZÖL

t2

t4 t5

Absalzung

WASSER

Abb. 2.15 Wasserdampfkessel mit ECO und LUVO

ηK ¼

QN D  ðiD  iW Þ þ A  ðiA  iW Þ ¼ f u€r Dampf und Absalzung GB  H u QB

Schriftzeichen: A = Absalzmenge oder Kessellauge (kg/h) iA = Enthalpie des Absalzwassers (kJ/kg) QN = Nutzbare Energie (kJ/h) QB = Brennstoffenergie (kJ/h) GB = Brennstoffmenge (kg/h) Hu = Heizwert des Brennstoffs (kJ/kg) D = Dampfmenge (kg/h) iD = Dampfenthalpie (kJ/kg) iW = Eintrittswasserenthalpie (kJ/kg)

Bei der indirekten Bestimmung des Wirkungsgrads müssen die Wärmeverluste bei der Verbrennung ermittelt werden. ηF ¼ 1 

X

q ¼ 1  ðqA þ qV þ qS Þ

qA = Abgasverlustanteil qV = Verlustanteil durch unvollkommene Verbrennung (vernachlässigbar) qS = Verlustanteil durch Abstrahlungsverluste des Kessels (vernachlässigbar)

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

97

Die wesentlichen Wärmeverluste werden durch die austretenden heißen Rauchgase verursacht. Man ermittelt den Wärmeverlust der austretenden Rauchgase QA (kJ/kg Brennstoff) und dividiert diesen Wert durch den Heizwert des Brennstoffs Hu (kJ/kg). Der Quotient qA ist der Abgasverlustanteil. Je kleiner die Wärmeverluste QA sind, desto besser wird der Wirkungsgrad ηF. qA ¼

QA ðkJ=kgÞ H u ðkJ=kgÞ

Die für eine bestimmte Kesselleistung benötigte Brennstoffmenge GB ermittelt man wie folgt: GB ¼

D  ðiD  iW Þ þ A  ðia  iW Þ ðkg=hÞ η  Hu

Einige Beispielrechnungen zur Optimierung von Dampfkesseln mit Bestimmung der Luftüberschusszahl, des Wirkungsgrads und des Brennstoffbedarfs werden in (1) gegeben. Das Temperaturfließbild der optimierten Dampfkesselanlage ist in Abb. 2.16 dargestellt.

2.1.5

Wärmeträgeranlage für flüssige organische Wärmeträger (Abb. 2.17)

In einem direkt befeuerten oder elektrisch beheiztem Erhitzer wird ein organischer Wärmeträger auf Temperaturen bis 320 °C aufgeheizt. Wegen des geringen Dampfdrucks des Thermalöls entstehen im Vergleich zum Wasser keine großen Drücke in dem Beheizungssystem.

Abb. 2.16 Temperaturfließbild der optimierten Dampfkesselanlage [1]

98

2

Betriebsmittelversorgung

Vorteile: • Geringe Betriebsdrücke für Apparate, Behälter und Rohrleitungen bei hohen Heiztemperaturen Heiztemperatur: 250  C ! Dampfdruck von Wasser ¼ 40 bar Heiztemperatur: 300  C ! Dampfdruck von Wasser ¼ 85,9 bar Heiztemperatur: 320  C ! Dampfdruck von Wasser ¼ 112,9 bar Heiztemperatur: 300  C ! Dampfdruck von organischen Wärmeträgern < 1 bar

Nachteile: • Schlechterer Wärmeübergang als bei Dampfbeheizung ! größere Heizflächen • Nichtisotherme Beheizung • Große Rohrleitungen und viel Pumpenergie für die Heizmittelzufuhr Im Folgenden werden die wesentlichen Ausrüstungsbestandteile einer Wärmeträgeranlage diskutiert.

2.1.5.1 Erhitzer Entscheidend für die Auslegung eines Erhitzers ist maximal zulässige Filmtemperatur des gewählten organischen Wärmeträgers. Ein betriebssicheres Betreiben der Wärmeträgeranlage ist nur möglich, wenn die Filmtemperatur im Erhitzer unterhalb der Zersetzungstemperatur des Wärmeträgers liegt. Deswegen soll die maximale Heizflächenbelastung von Erhitzern unter 35 kW/m2 liegen. In Dampfkesseln liegt die Heizflächenbelastung bei 100 bis 150 kW/m2. Die Wärmeübergangszahl αi des Wärmeträgers im Rohr sollte möglichst hoch sein. Das verringert die Filmtemperatur des Thermalöls an der Wand. Die Wärmeübergangszahl des Wärmeträgers ist abhängig von den physikalischen Eigenschaften des Thermalöls und der Strömungsgeschwindigkeit im Rohr: w ¼ 1 m=s ! αi ¼ 606 W=m2 K w ¼ 2 m=s ! αi ¼ 1051 W=m2 K w ¼ 4 m=s ! αi ¼ 1829 W=m2 K Empfohlene Auslegung Maximale Heizflächenbelastung: 35 kW/m2 Maximale Temperaturdifferenz zwischen Film und Flüssigkeit: 20 °C Maximaler Druckverlust: 25–30 m FS

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

99

Abb. 2.17 Erhitzer für organische Wärmeträger

Mittlere Strömungsgeschwindigkeit: 2–3 m/s Flammenlänge: 2/3 der Feuerraumhöhe Flammendurchmesser: halber Feuerraumdurchmesser Kontrollen: Druckprobe der Rohrschlange (20 bar) und Röntgenprüfung der Schweißnähte

2.1.5.2 Optimierung eines Erhitzers für organische Wärmeträger Wegen der hohen Wärmeträgertemperaturen im Bereich 280–320 °C müssen die Rauchgase in einer Konvektionszone des Ofens oder in einem Luftvorwärmer gekühlt werden, um die Abgasverluste zu reduzieren. Die Wärmeübergangszahl für die Wärmeübertragung von den heißen Rauchgasen auf die Rohre, in denen der Wärmeträger strömt, ist klein (αRG  50–80 W/m2 K) und setzt sich zusammen aus dem Wärmeübergang durch Gasstrahlung und durch Konvektion. Wegen der geringen Wärmeübergangszahl αRG ergeben sich große Temperaturdifferenzen zwischen der Rohrwand und dem Rauchgas. Die Rauchgastemperatur ermittelt man mit der Wärmestromdichte q und der Rohrwandtemperatur tW: (1)

100

2

t RG ¼

Betriebsmittelversorgung

q þ t W ð C Þ αRG

Um die hohen Abgasverluste bei den hohen Rauchgasaustrittstemperaturen zu verringern, kann ein Luftvorwärmer zur Kühlung der Rauchgase installiert werden. Die Wirkungsgradverbesserung und die Brennstoffeinsparung werden mit Beispielen in (1) gezeigt, ebenso die Verbrennungsrechnung mit den Stoffdaten.

2.1.5.3 Ausrüstungsteile einer Wärmeträgeranlage Wichtigster Bestandteil einer Wärmeträgeranlage für organische Wärmeträger ist ohne Zweifel der Erhitzer, aber auch die anderen Bestandteile müssen richtig gewählt werden, damit eine funktionsgerechte Beheizung erreicht wird. Ausdehnungs- oder Expansionsgefäß Für alle geschlossenen Systeme muss eine Möglichkeit zur Ausdehnung bei Erwärmung vorgesehen sein. Bei Wärmeträgeranlagen wird das Ausdehnungsgefäß dimensioniert für die 1,3-fache Volumenzunahme der Wärmeträgerfüllung. Es gilt DIN 4745. Zu empfehlen ist eine Kombination mit dem Fußgefäß wie es in Abb. 2.18 gezeigt wird. Vorratsgefäß Das Fußgefäß sollte groß genug sein, um einen Primär- oder Sekundärkreis aufzunehmen. Es sollte mit dem Expansionsbehälter verbunden sein, um einen Überlauf aufzufangen. Während des normalen Betriebs ist das Fußgefäß leer. Eventuell eingelagertes Thermalöl kann durch die Belüftung Wasser aufnehmen. Vom Expansionsbehälter können Crackgase in das Fußgefäß strömen und im Thermoöl gelöst werden. Das kann den Flammpunkt auf < 21 °C verringern. Eine Stickstoffüberlagerung des Ausdehnungsgefäßes ist zu empfehlen (siehe Abb. 2.18). Pumpen Das besondere Problem für Pumpen und Rohrleitungen sind die hohen Temperaturen. Die Drosselkurve von viskosem Öl ist schlechter als die Kurve für dünnflüssiges Wasser. Der Wirkungsgrad ist für Öl schlechter und der Leistungsbedarf ist größer. Normalerweise werden Kreiselpumpen eingesetzt bis zu Viskosität von 100 mm2/s. Durch die thermische Zersetzung sind Gase und Leichtsieder im Thermalöl, welche die Förderleistung herabsetzen. Wegen der hohen Thermospannung werden Stahlgusspumpen eingesetzt mit geeigneten Gleitringdichtungen oder Pumpen mit Magnetkupplung.

2.1

Beheizungssysteme mit Dampf oder organischen Wärmeträgern

101

Abb. 2.18 Schaltungsschema für die Verbindung Ausdehnungs- und Fußgefäß

Rohrleitungen Die Rohrleitungen werden entsprechend dem zulässigen Druckverlust bzw. den Förderhöhen der Pumpen dimensioniert, meistens für Strömungsgeschwindigkeiten von 1,5–2 m/s. Wegen der hohen Thermospannungen müssen ausreichend Dehnmöglichkeiten vorgesehen werden. Dehner: Winkelbogen, U-Bögen, Z-Bögen, Kompensatoren Rohrwerkstoff: St 35.8 mit garantierten Warmfestigkeitseigenschaften nach DIN 17175 Möglichst wenig Flanschverbindungen wegen der Leckagegefahr Schrauben: Nach DIN 2510, Werkstoff Ck 35 Dichtungen: Edelstahl mit Grafit Aus der Thermospannung der Rohrleitung resultieren hohe Rohrkräfte F, die von den Rohrlagern aufgenommen werden müssen.

102

2

Betriebsmittelversorgung

 π  F ¼ σ T  AM ¼ σ T   D2a  D2i ðN Þ 4 AM = Rohrmaterialquerschnitt (mm2) σ T = Thermospannung (N/mm2) Da = Rohraußendurchmesser (mm) Di = Rohrinnendurchmesser (mm) Isolierung Wegen der hohen Öltemperaturen ist eine gute Isolierung wirtschaftlich sinnvoll, um die Wärmeverluste zu minimieren. Im Folgenden sind die Wärmeverluste für Mineralwolle bei Δt = 100 °C aufgelistet. Isolierstärke (mm) Wärmeverlust (W/m) DN 80 Wärmeverlust (W/m) DN 100 Wärmeverlust (W/m) DN 150

40 64,5 77,5 104,9

50 56,6 67,5 90,2

60 50,9 60,3 79,8

70 46,6 54,9 72,1

80 43,2 50,7 66,0

Es muss auf jeden Fall vermieden werden, dass Thermalöl austritt und in die Isolierung eindringt. Das heiße Öl entzündet sich an der großen Oberfläche der Mineralwolle. Zu empfehlen ist an gefährdeten Stellen ein nicht brennbares Isoliermaterial mit geschlossenen Zellen, z. B. Foamglas. Gefährdete Stellen sind Pumpendichtungen und Verteiler mit vielen Flanschverbindungen.

2.1.5.4 Auswahl eines flüssigen organischen Wärmeträgers Für die Auswahl eines optimalen organischen Wärmeträgers gibt es vier Kriterien: Das Wärmeübergangsverhalten beim Beheizen von Apparaten und Behältern. Je besser die Wärmeübergangszahl des organischen Wärmeträgers ist, je kleiner wird die benötigte Heizfläche. Dadurch spart man Apparatekosten. Den Druckverlust beim Transport des Wärmeträgers durch Rohrleitungen und Apparate. Ein hoher Druckverlust durch eine hohe Viskosität erhöht die Energiekosten beim Pumpen. Der Wärmeinhalt des aufgeheizten Wärmeträgers. Eine höhere spezifische Wärmekapazität verringert die zu transportierende Wärmeträgermenge und reduziert die benötigte elektrische Arbeit der Pumpen. Aus Abb. 2.19 ist zu ersehen, dass der Strombedarf beim Beheizen mit organischen Wärmeträgern sehr viel höher ist als beim Beheizen mit Wasser.

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

103

Abb. 2.19 Erforderliche elektrische Arbeit für das Pumpen von Wärmeträgern

25

Elektrische Arbeit (kWh/MW)

20

15

10 Wasser 5

0 20

Öl 100 °C

30

40 50 Förderhöle (mFS)

Öl 200 °C

Öl 300 °C

60

Wasser

Die Zersetzungsrate der organischen Wärmeträger durch die thermische Beanspruchung. Eine hohe Zersetzungsrate erschwert das Pumpen und verursacht zusätzliche Kosten durch Betriebsausfall und Aufarbeitung oder Neubeschaffung des Wärmeträgers

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

2.2.1

Kühlwasserkreisläufe

Die verschiedenen in Abb. 2.20 dargestellten Systeme zur Kühlwasserkühlung werden im Folgenden kurz beschrieben. Kühlwasserkühlung mit Wasser oder Luft in einem Wärmetauscher (Abb. 1a + 1b) Bei dieser Kühlvariante wird das zur Kühlung an den Verbrauchern eingesetzte Wasser im geschlossenen Kreis geführt und mit Luft oder Flusswasser in einem indirekten Wärmetauscher zurückgekühlt.

104

2

Betriebsmittelversorgung

Flußwasser 25 °C

20 °C 30 °C 45 °C

Verbraucher

Verbraucher

Luft 30 °C LS-

LS-

45 °C

Abb. 1b: Luftkühler

Abb. 1a: Flusswasserkühler

Luft

Luft

LS-

LS-

Verbraucher

25 °C

Verbraucher

25 °C Blow down Blow down

Abb. 1d: Geschlossener Kühlturm

Abb. 1c: Offener kühlturm Luft

Luft

LS-

LS-

35 °C Verbraucher

Verbraucher

35 °C

25 °C

Abb. 1e: kühlturm mit Sekundärkreis

Abb. 2.20 Kühlwasserkreislaufsysteme

25 °C

Abb. 1f: kühlturm mit Zweikreissystem

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

105

Vorteile des geschlossenen Kreises • Keine Verschmutzungsprobleme im Sekundärkreis, weil die Eindickung durch Wasserverdunstung entfällt • Geringe Korrosionsgefahr, weil wenig Sauerstoff in das System gelangt. • Keine Verschlechterung des Wärmedurchgangs durch Ablagerungen auf der Kühlwasserseite, wenn Kondensat eingesetzt wird • Geringer Chemikalienverbrauch, weil wenig Zusatzwasser benötigt wird • Keine Umweltprobleme durch einen Produkteinbruch ins Kühlwasser • Durch die Zugabe von Frostschutzmitteln kann das Einfrieren unterbunden werden Nachteile des Systems • Bei Flusswasserkühlung liegt die Kühlwassertemperatur im Sekundärkreis zumindest 5 °C über der Flusswassertemperatur • Mit Luftkühlern ist bei hohen Temperaturen im Sommer nur eine Kühlwassertemperatur von 40–50 °C zu erreichen • Verstärkte Korrosion und Verschmutzung auf der Flusswasserseite des Kühlers Offener Kühlturmkreis (Abb. 1c) In einem offenen Kühlturmkreis wird das von den Verbrauchern kommende warme Kühlwasser über einen offenen Kühlturm geleitet und im direkten Kontakt mit der im Gegenstrom geführten Luft durch Wasserverdunstung abgekühlt. Vorteile des Systems • Gute Wasserkühlung, da nicht die Außenlufttemperatur, sondern die Feuchtkugeltemperatur für die Kühlung des ablaufenden Wassers bestimmend ist Mit einer Feuchtkugeltemperatur von 15 °C kann das Wasser auf 20 °C gekühlt werden • Geringe Investitionskosten Nachteile des Systems • Durch die Wasserverdunstung im Kühlturm erhöht sich die Salzkonzentration Zur Vermeidung von Korrosionen, z. B. durch eine hohe Chloridkonzentration, und von Ablagerungen bei erhöhten Temperaturen, z. B. Kalk, muss ein Teil des Wassers ausgeschlämmt und durch Frischwasser ersetzt werden • Der Kühlturm benötigt Zusatzwasser zum Ausgleich der Verdampfungs- und Abschlämmverluste • Das Kühlwasser wird intensiv belüftet und enthält viel Sauerstoff, der starke Korrosionen verursacht und das biologische Wachstum fördert

106

2

Betriebsmittelversorgung

• Es müssen Chemikalien zum Schutz gegen Korrosion und zur Vermeidung von Salzablagerungen dosiert werden • Im Winter besteht Einfriergefahr und beim Niederkommen der Wassernebel kommt es zu Glatteis Geschlossener Kühlturmkreis (Abb. 1d + 1e) Bei einem geschlossenen Kühlturmkreislauf wird das Wasser in einem offenen Primärkreislauf gekühlt. Dieses im Kühlturm gekühlte Wasser dient zur Kühlung des Kühlwassers in dem geschlossenen Sekundärkreis, entweder in einer im Kühlturm installierten Kühlschlange (Abb. 1d) oder in einem außerhalb des Kühlturms installierten Wärmetauschers (Abb. 1e). Das Kühlwasser im geschlossenen Sekundärkreis wird durch die Wasserverdunstung im Primärkreis gekühlt. Vorteile des Systems • Gute Wasserkühlung mit niedrigen Kühlwasservorlauftemperaturen • Vorteile des geschlossenen Kreislaufs wie für Abb. 1a + 1b Nachteile • Höhere Investitionskosten als für einen offenen Kühlturm • Nachteile des offenen Kühlturms im Primärkreis: Korrosion, Ablagerungen, Frischwasser Zweikreissystem (Abb. 1f) Beim Zweikreissystem handelt es sich um einen offenen Kühlturm, der in einen Kühlturmund einen Verbraucherkreis aufgeteilt ist. Vorteile • Erhöhte Flexibilität, da in jedem Kreislauf mit verschiedenen Pumpen nur die erforderliche Wassermenge umgewälzt wird. Nachteile • Höhere Investitionskosten und Betriebskosten als beim offenen Kreislauf • Nachteile des offenen Kühlturms: Korrosion durch erhöhten Sauerstoff und Salzgehalt, Salzablagerungen, Frischwasserbedarf

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

107

Abb. 2.21 Kaltwasserkreislauf

Kaltwasseranlagen (Abb. 2.21) Kaltwasseranlagen werden installiert, wenn man sehr niedrige Kühlwassertemperaturen benötigt. Das Wasser wird in einem Verdampfungskühler durch verdampfendes Kältemittel gekühlt, z. B. auf 3 bis 5 °C. Das verdampfte Kältemittel wird in einem Kältemittelkompressor verdichtet und in einem luftgekühlten Kondensator verflüssigt. Vorteile • Niedrige Kühlwassertemperaturen • Geschlossenes System ohne Korrosion und Verschmutzung Nachteile • Hohe Investitions- und Betriebskosten

108

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.22 Warmwasserkreislaufsystem mit 80 °C Vorlauftemperatur

Warmwasserkreislauf (Abb. 2.22) Wenn erstarrende Produkte kondensiert oder gekühlt werden sollen, muss das Kühlwasser eine Vorlauftemperatur oberhalb des Erstarrungspunktes des Produkts haben. In Abb. 2.22 ist ein Warmwasserkreislauf zum Kühlen von Naphthalin mit einem Erstarrungspunkt von 80 °C dargestellt.

2.2.2

Offener Kühlturm (Abb. 2.23)

Was beeinflusst die Kühlleistung? Die in einem Kühlturm erreichbaren Wasserablauftemperaturen sind abhängig von • der Zahl der theoretischen Kühlturmstufen bzw. der Füllkörperhöhe • dem Luft-Wasser-Verhältnis L/W • der Feuchtkugeltemperatur der Umgebungsluft Die Zusammenhänge sind in Abb. 2.24 dargestellt. Eine bessere Wasserkühlung wird erreicht durch

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

109

Abb. 2.23 Offener Verdunstungskühlturm

1

2 3 4 5

6 9 7 8 1 Ventilator mit Antrieb 2 Tropfenabscheider 3 Düsenstock 4 Rieselpackung (Füllkörper)

5 Wärmequelle 6 Schwimmerventil und Frischwasserzufuhr 7 Überlauf 8 Abschlämmung 9 Frostschutzheizung

• mehr Kühlturmstufen: nicht veränderbar nach Installation • ein größeres Luft-Wasser-Verhältnis: veränderbar im Betrieb durch Reduzierung der Wassermenge oder Erhöhung der Ventilatorleistung • eine niedrigere Feuchtkugeltemperatur: nicht veränderbar Aus Abb. 2.24 geht hervor, dass man bei niedrigerer Feuchtkugeltemperatur geringere Wasserablauftemperaturen erreicht. Die Feuchtkugeltemperatur ist die Kühlgrenztemperatur, die in einem unendlich großen Kühlturm erreicht werden kann. In der Praxis legt man Kühltürme für einen Abstand von 4–5 °C zwischen Feuchtkugelund Wasserablauftemperatur aus. Die Kühlgrenztemperatur ist abhängig von der Trockenlufttemperatur und dem Feuchtegehalt der Luft. In Deutschland schwankt sie zwischen 5 und 8 °C im Winter sowie 18 und 22 °C im Sommer. Einige Beispiele für die Feuchtkugeltemperatur bei unterschiedlichen Feuchtegehalten sind im Folgenden aufgelistet. Die Werte gelten bei einem Luftdruck von 998 mbar. Lufttemperatur (°C) Absolute Feuchte (g/kg Luft) Relative Feuchte (%) Kühlgrenztemperatur (°C) Luftenthalpie (kJ/kg)

25,4 12,4 60,0 19,7 57,1

25,4 16,6 80,0 22,7 67,9

25,4 8,9 43,2 16,9 48,2

110

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.24 Kühlturmwasseraustrittstemperaturen in Abhängigkeit von den Kühlturmstufen und der Feuchtkugeltemperatur

2.2.3

Geschlossener Kühlturm

Auf die besonderen Vorteile des in Abb. 2.25 dargestellten geschlossenen Verdunstungskühlturms wurde bereits im Abschn. 2.2.1 hingewiesen: • • • • •

Gute Konditionierung des Kühlwassers Kein Sauerstoffeintrag, kein Biofilm und keine Korrosion Keine Kalkablagerungen bei aufbereitetem Wasser Keine Einfriergefahr durch Frostschutzmittel Keine Verschlechterung des Wärmedurchgangs durch Biofilm oder Kalkablagerungen

2.2.4

Kühlturmbilanz und Wasserbedarf

Zur Abkühlung des Kühlwassers im Kühlturm wird ein Teil des Wassers verdampft und mit der Luft ausgetragen.

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

111

Abb. 2.25 Geschlossener Verdunstungskühlturm

1

2 3

4

5 6 9

10 8

1 Ventilator mit Antrieb 2 Tropfenabscheider 3 Düsenstock 4 Rohrbündelregister, berippt oder unberippt

7

5 Wärmequelle 6 Schwimmerventil und Frischwasserzufuhr 7 Überlauf 8 Abschlämmung 9 Frostschutzheizung 10 Interne Umlaufsprühwasserpumpe

Dadurch kommt es zu einer Salzanreicherung im Kühlwasser mit den Folgeproblemen durch Kalkablagerungen und Korrosion. Zur Reduzierung der Salzanreicherung müssen ein Wasserteilstrom aus dem System ausgeschleust und ausreichend Frischwasser zum Ausgleich der Verdunstungs-, Leckageund Abschlämmverluste zudosiert werden, damit die zulässige Eindickungszahl C im Hinblick auf Korrosion und Salzablagerung nicht überschritten wird. In Abb. 2.26 wird gezeigt, dass mit zunehmender Eindickungszahl der Frischwasserbedarf abnimmt. Normal ist eine Eindickung um den Faktor C = 3–5. Der von den Kühlturmlieferanten angegebene Spritzwasserverlust durch das Mitreißen von Tropfen liegt zwischen 0,05 und 0,1 % der umlaufenden Wassermenge. Der Zusatzwasserbedarf für einen Kühlturm setzt sich zusammen aus der für die Wasserkühlung benötigten verdampften Wassermenge E und der erforderlichen Abschlämmung A zur Vermeidung einer zu starken Salzanreicherung. Der Zusammenhang ist in Abb. 2.27 dargestellt. Berechnungsgleichungen für den erforderlichen Zusatzwasserbedarf: Kühlleistung zur Abkühlung des Kühlwassers Q = m  cW  (tein  taus)(W ) Überschlägige Berechnung der erforderlichen Wasserverdunstungsrate E

112

2

Betriebsmittelversorgung

Zusatzwasserbedarf [kg/h]

4000

3000

Abschlämmung

2000

1000

Verdunstung

0 2

3

4 5 6 Eindickungszahl EZ

7

8

Abb. 2.26 Kühlturmzusatzwasserbedarf als Funktion der Salzeindickungszahl C für die Kühlung von 100 t/h Wasser um 10 °C

Mitreißmenge

Austrittsluft mit Verdunstungsmenge E warmes wasser tein

m (kg/h)

Verbraucher Eintrittsluft LIC

taus

Kaltes Wasser

Zusatzwasser Abschlämmung A

Abb. 2.27 Wasserbilanz für einen Kühlturm

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

E¼

113

0,7  Q 0,7  m  cW  ðt ein  t aus Þ ðkg=hÞ ¼ 650 rW

Alternativ Berechnung: E = 1,08 kg Wasser pro kW Kühlleistung Erforderliche Abschlämmrate A zum Einhalten der Eindickungszahl C A¼

E ðkg=hÞ C1

C Zusatzwasserbedarf Z ¼ E  C1 ¼ E þ Aðkg=hÞ Z Eindickungszahl C ¼ A

A = Abschlämmrate (kg/h) C = Eindickungszahl cW = Spezifische Wärmekapazität von Wasser (Wh/kg K) E = Erforderliche Wasserverdunstungsrate zur Kühlwasserkühlung (kg/h) m = Kühlwassermenge (kg/h) Q = Kühlleistung zur Kühlung des Kühlwassers von tein auf taus (W) rW = Verdampfungswärme von Wasser (Wh/kg) taus = Kühlwasseraustrittstemperatur (°C) tein = Kühlwassereintrittstemperatur (°C) Z = Zusatzwasserbedarf (kg/h) Beispiel 2.2.4.1: Wasserbilanz für einen Kühlturm

Kühlwassermenge m = 100 t/h Eindickungszahl C = 3

tein = 35 °C

taus = 25 °C

Kühlleistung Q ¼ m  cW  Δt ¼ 100000  1,16  ð35  25Þ ¼ 1,16 Mio W Wasserverdunstung E ¼

0,7  Q 0,7  1,16 Mio W ¼ ¼ 1250 kg=h rW 650

1,16  106 ¼ 1252 kg=h 1000 E 1250 ¼ ¼ 625 kg=h Abschl€ ammung A ¼ C1 31 C 3 Zusatzwasser Z ¼ E  ¼ 1250  ¼ 1875 kg=h C1 31 Zusatzwasser Z ¼ E þ A ¼ 1250 þ 625 ¼ 1875 kg=h Z 1875 Eindickungszahl C ¼ ¼ ¼3 A 625 E  1,08 

114

2

Betriebsmittelversorgung

Aus Abb. 2.28 geht hervor, dass die Salzlöslichkeiten mit zunehmender Temperatur abnehmen und dass die Löslichkeit von Calciumkarbonat deutlich geringer ist als die von Calciumsulfat. Es kommt bevorzugt zu Kalkablagerungen, wenn die Kühlwassertemperatur in den Wärmetauschern erwärmt wird. Bei 20 °C sind 55 mg/l CaCO3 in Wasser löslich, bei 50 °C nur 30 mg/l. Die Kalkablagerungen haben schlechte Wärmeleitfähigkeiten und blockieren den Wärmedurchgang im Wärmetauscher. Bei jedem Durchgang durch den Kühlturm wird Wasser verdampft und der Salzgehalt erhöht, bis der maximal zulässige Salzgehalt erreicht ist. Es muss daher der zulässige Eindickungsfaktor für den Salzgehalt bestimmt werden. Es wird ermittelt, wieviel Zyklen durch den Kühlturm zulässig sind bzw. um welchen Faktor der Salzgehalt angehoben werden darf. Beispiel aus der Praxis Gesamthärte als CaCO3 (ppm) Calcium als CaCO3 (ppm) Magnesium als CaCO3 (ppm) Sulfate als SO4 (ppm) Chloride als Cl (ppm) pH-Wert

Abb. 2.28 Löslichkeiten von Calciumsulfat und Calciumkarbonat in Abhängigkeit von der Temperatur

Frischwasser 60 50 10 40 10 7,0

Wasser nach 2 Zyklen 120 100 20 80 20 7,3

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

115

Wasserkennzahlen Die Karbonathärte in ° dH ist ein Maß für die Konzentration der Karbonate von Calcium und Magnesium im Wasser. 1 dH ¼ 10 mg=l CaO ¼ 0,357 mval=l ¼ 17,9 mg=l CaCO3 1 ppm ¼ 0,056 dH ¼ 1,002 mg=l CaCO3 Härtegrade von Wasser 0  4 dH: sehr weiches Wasser 4  8 dH: weich 8  12 dH: mittelhart 12  18 dH: ziemlich hart 18  20 dH: hart Die Nichtkarbonathärte erfasst die Sulfate, Chloride und Nitrate von Calcium und Magnesium Zur Kontrolle des Kühlwassers auf Kalkablagerungen oder Korrosion dienen folgend Indices: Langlier‐Index IL ¼ pH  pHS

pHS ¼ Sättigungs‐pH

IL > 0 ! Kalkablagerung IL < 0 ! Korrosiv

Ryznarindex IR ¼ 2 pHS  pH IR < 6 ! Kalkablagerung IR > 7 ! Korrosiv

Zulässige Karbonathärte im Kühlwasserkreislauf: Zulässige Nichtkarbonathärte:

7 dH ¼ 2, 5 mval=l bis 70 dH ¼ 25 mval=l CaSO4

Durch eine Kühlwasserkonditionierung mit Phosphaten wird die Gefahr der Kalkausfällung verringert. Mit einer Phosphatdosierung kann der Salzgehalt im Kühlwasserkreislauf auf 15° dH = 5,4 mval/l angehoben werden. Es ist eine höhere Eindickung zulässig. Auch durch eine Säurebehandlung kann die Eindickungszahl vergrößert werden. Im folgenden Beispiel ist eine Eindickung um den Faktor 8 zulässig.

116

2

Frischwasser Gesamthärte als CaCO3 (ppm) Calcium als CaCO3 (ppm) Magnesium als CaCO3 (ppm) Sulfate als SO4 (ppm) Chloride als Cl (ppm) pH-Wert Eindickungszahl

85 50 35 25 40 7,1

Betriebsmittelversorgung

Ohne Behandlung 160 70 90 80 128 8,9 3,2

Mit Säurebehandlung 655 385 270 1520 320 7,0 8

Eine höhere Eindickungszahl reduziert die erforderliche Abschlämmrate und verringert so den erforderlichen Zusatzwasserbedarf. Die Enthärtung des Zusatzwassers auf geringe Härtegrade ermöglicht eine stärkere Eindickung. Es muss weniger abgeschlämmt werden. Man spart Frischwasser. Es lohnt sich also, das Frischwasser für den Kühlkreislauf auf einen geringen Härtegrad zu enthärten, um den Eindickungsfaktor zu vergrößern. Die Eindickungszahl C ergibt sich aus dem Verhältnis der Härtegrade. KH max C¼ KH Z KHZ = Karbonathärte im Zulaufwasser (° dH) KHmax = Maximal zulässige Karbonathärte im Kühlwasser (° dH) Beispiel 1: Bestimmung der Eindickungszahl C

Unbehandeltes Wasser: KHZ = 5° dH KHmax = 15° dH 15 C¼ ¼3 5 Enthärtetes Wasser mit KHZ = 2 15 ¼ 7,5 C¼ 2 Die erforderliche Absalzmenge A zur Vermeidung eines zu hohen Salzgehalts bei der Verdampfung bestimmt man wie folgt: KH Z E A¼ ðkg=hÞ  E ðkg=hÞ ¼ C1 KH max  KH Z E = Wasserverdunstungsrate zur Kühlwasserkühlung (kg/h) C = Eindickungszahl Das folgende Beispiel zeigt, dass man durch eine Enthärtung des Zusatzwassers die erforderliche Abschlämmrate reduzieren kann.

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

117

Beispiel 2.2.4.2: Berechnung der Abschlämmrate für E = 1250 kg/h

a) Unbehandeltes Wasser: KHZ= 5° dH 5 1250 A¼  1250 ¼ ¼ 625 kg=h 15  5 31

KHmax = 15° dH

KHmax = 15° dH b) Enthärtetes Wasser mit KHZ = 2 2 1250 A¼  1250 ¼ ¼ 192,3 kg=h 15  2 7,5  1 Die erforderliche Zusatzwassermenge für einen Kühlwasserkreislauf ergibt sich aus der für eine bestimmte Abkühlung des Kühlwassers benötigten Wasserverdunstungsrate E und der erforderlichen Abschlämmung zur Absenkung des Salzgehalts. In Abb. 2.29 ist dieser Zusammenhang dargestellt. Aus Abb. 2.29 ist zu erkennen, dass man deutlich mehr Zusatzwasser benötigt, wenn man das Kühlwasser stärker abkühlt. Der Zusatzwasserbedarf ist bei einer Abkühlung des Kühlwassers um Δt = 20 °C deutlich größer als bei einer Abkühlung um Δt = 10 °C, weil zur Abkühlung mehr Wasser verdampft werden muss (siehe Beispiel 2.2.4.3). Das Abb. 2.29 zeigt auch, wie stark die erforderliche Zusatzwassermenge mit zunehmender Eindickungszahl C abnimmt. Beispiel 2.2.4.3: Erforderliche Zusatzwassermenge Z bei den Abkühldifferenzen Δt = 10 °C und Δt = 20 °C für verschiedene Eindickungszahlen C Kühlwasserumlaufmenge m = 100 t/h

Δt (°C) C Z (kg/h) % von m

10 °C 3 1878 1,87

E = 1252 kg/h 6 8 1502 1431 1,5 1,43

Δt (°C) C Z (kg/h) % von m

20 °C 3 3756 3,75

E = 2504 kg/h 6 8 3005 2862 3 2,86

Über dem Kühlturm sieht man häufig eine Dampffahne, besonders im Winter, wenn die Umgebungsluft kalt ist. Es handelt sich um Nebel, also feinste Wassertröpfchen. Wenn die wasserdampfgesättigte Luft beim Austritt auf eine kältere Umgebungsluft trifft, kommt es zu einer Übersättigung des Wasserdampfes in der Luft. Es kondensieren kleine Nebeltropfen. Diese Nebelbildung kann man unterbinden, indem man Warmluft zumischt. Mit dem warmen Kühlwasser erwärmt man in einem Wärmetauscher einen Luftstrom.

118

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.29 Zusatzwasserbedarf für einen Kühlturmkreislauf in % von der Wasserumlaufmenge als Funktion der Eindickungszahl für eine Kühlung des Kühlwassers um 10 °C, 15 °C und 20 °C

Diese warme Luft mischt man der wasserdampfgesättigten Luft aus dem Kühlturm zu und reduziert dadurch die relative Feuchte der Luft. Das verhindert die Direktkondensation und Nebelbildung.

2.2.5

Luftkühler

In Abb. 2.30 sind Luftkühler mit saugendem und drückendem Gebläse dargestellt. Im Folgenden werden die Vor- und Nachteile von Kühlturm und Luftkühler aufgezeigt:

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

119

Abb. 2.30 Luftkühler mit dem Ventilator über oder unter dem Rippenrohrbündel

Vorteile des Kühlturms • Geringere Kühlwassertemperaturen als beim Luftkühler, weil nicht die Trockenlufttemperatur, sondern die Feuchtkugeltemperatur die mögliche Abkühlung bestimmt. • Wegen der Konstanz der Feuchtkugeltemperatur kommt es nur zu geringen Schwankungen der Kühlwasservorlauftemperatur. • Geringere Investitionskosten

120

2

Betriebsmittelversorgung

Nachteile des Kühlturms • • • •

Aufbereitungs- und Frischwasserkosten ! Höhere Betriebskosten Anreicherung der Salze und von Luft im Kühlwasser ! Korrosion Wegen der Salzausfällung ungeeignet für höhere Temperaturen > 50 °C Nebel- und Eisbildung bei kalten Temperaturen

Vorteile des Luftkühlers • Kein Problem mit Korrosionen, Salzausfällung, biologischer Verschmutzung, Frostgefahr • Kein Zusatzwasser mit Aufbereitungs- und Inhibierungskosten • Keine Gefahr von Produktkontaminationen Nachteile des Luftkühlers • Starke Abhängigkeit von der Lufttemperatur ! Hohe Austrittstemperaturen im Sommer • Überdimensionierte Auslegung für die heißen Tage im Sommer ! Überkühlung im Winter • Maldistribution durch Wind und Verschmutzung Möglichkeiten zur Verbesserung der Wirksamkeit bei der Luftkühlern Bei hohen Lufttemperaturen im Sommer kann die geforderte Kühlung von Kühlwasser oder Produkten nicht eingehalten werden. Bei einem normalen Trockenluftkühler (Abb. 2.31) erwärmt sich die angesaugte Außenluft beim Durchströmen des Rippenrohrbündels. Kühlungsprinzip: Konvektive Kühlung mit der Außenluft Nachteil: Bei hohen Lufttemperaturen im Sommer sinkt die Kühlleistung stark ab.Eine Produktkühlung ist nur bis ca. 10 °C über der Lufttemperatur möglich. Bei einem Feuchtluftkühler (Abb. 2.32) wird die hohe Lufttemperatur durch das Einsprühen und Verdunsten von Wassertropfen gekühlt. Durch eine Aufsättigung der Luft auf 80–90 % relative Feuchte wird die Lufttemperatur vor Eintritt in den Luftkühler bis in die Nähe der Sättigungstemperatur abgesenkt und dadurch die treibende Temperaturdifferenz für die Wärmeleistung verbessert. Prinzip: Verdunstungskühlung der Luft und konvektive Kühlung mit vorgekühlter Luft Vorteil: Die Luft wird vor Eintritt in den Luftkühler um ca. 5–10 °C vorgekühlt. Dadurch verbessert sich die Temperaturdifferenz für die Kühlleistung und es kann tiefer gekühlt werden

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

121

Abb. 2.31 Trockenluftkühler zum Kühlen von Kühlwasser 9 8

2 3 6

5 4

7 1

1 Kühlkreislauf 2 Vorlauf 3 Kühlelement 4 Rücklauf 5 Wärmequelle

6 Kühlkreislaufpumpe 7 Kühlluft 8 Ventilator 9 Ventilatorantrieb

Nachteil: Das eingesprühte Wasser muss enthärtet sein, um Kalkablagerungen an den Wärmetauscherrohren zu vermeiden, oder es muss durch einen Tropfenscheider sichergestellt sein, dass keine Tropfen auf die Rohre gelangen Bei einem Verdampfungs-Luftkühler (Abb. 2.33) werden die Produktrohre mit Wasser geflutet. Die Kühlung erfolgt durch die Wasserverdunstung aus den berieselten Wärmetauscherrohren bei der Sättigungstemperatur der Luft. Die Rohre müssen im Überschuss mit Wasser berieselt oder besprüht werden, weil die gesamte Kühlleistung durch die Verdampfung von Wasser aufgebracht wird. Prinzip: Verdampfungskühlung durch das Verdunsten von Wasser in den Luftstrom Vorteile: Niedrige Kühltemperaturen mit geringer Spreizung, weil das Wasser sich nur wenig erwärmt wegen der größeren spezifischen Wärmekapazität Viel höhere Wärmeübergangszahlen auf der Kühlseite durch die Wasserverdampfung im Rieselfilm (Faktor 5 im Vergleich zur Luftkühlung) Nachteile: Durch die Wasserverdampfung kommt es zur Salzanreicherung mit Ablagerungen auf den Wärmetauscherrohren. Es muss enthärtetes Wasser für die Berieselung oder Besprühung eingesetzt werden. In einem Teilverdampfungs-Luftkühler erfolgt die Kühlung z. T. durch Verdampfung von Wasser bei der Sättigungstemperatur, z. B. 50 % der Kühlleistung, und z. T. durch die Anwärmung der Luft.

122

2

1 Vorlauf, Primärkühlkreislauf 2 Rücklauf 3 Sprühdüsen 4 Kühlelemente 5 Ventilator 6 Sprühwasserleitung

Betriebsmittelversorgung

6 Sprühwasserleitung 7 Hochdruckpumpe 8 Sprühkegel Osmosewasser 9 Osmosewassererzeugung mit Vorratstank und Korrosionsschutzmittel 10 Abwasser (Konzentrat) 11 Frischwasser

5

1 8 3

8

9

4

3 7 2

11

6 10

Abb. 2.32 Kombinierter Trockenluft- und Feuchtluftkühler

Es wird nur so viel Wasser eingesprüht, wie für die Verdampfungskühlung benötigt wird. Die Rohre sind also trocken auf der Luftaustrittsseite, und die Gefahr der Kalkausfällung ist sehr groß. Prinzip: Teilverdampfung von Wasser und konvektive Luftkühlung Vorteile: Niedrige Kühltemperaturen und kein Wasserkreislauf erforderlich. Extrem flexibel, weil die Kühlung durch Wasserverdampfung jederzeit durch eine Änderung der eingesprühten Wassermenge variiert werden kann. Nachteile: Wegen der großen Kalkablagerungsgefahr muss das Wasser gut enthärtet sein. Darstellung im h-x-Diagramm Die Erwärmung der Luft beim Kühlen von Produkten und die Abkühlung der Luft durch Aufsättigung mit Wasser lässt sich gut im h-x-Diagramm darstellen.

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

123

12 13

3

11 2 11 2

4

4

7

8 6

1 Primärkühlkreislauf 2 Vorlauf 3 Kühlelemente 4 Rücklauf 5 Wärmequelle 6 Kühlkreislaufpumpe 7 Benetzungswasserkreislauf 8 Zusatzwasser 9 Wassersammelwanne 10 Abschlämmung 11 Kühlluft 12 Ventilator 13 Ventilatorantrieb

9 10 5 1

Abb. 2.33 Kombinierter Trockenluft- und Verdampfungskühler

In Abb. 2.34 werden 4 unterschiedliche Zustandsänderungen der Kühlluft gezeigt, wenn die Luftenthalpie um 20 kJ/kg Luft zunimmt Im Folgenden wird gezeigt, wie sich die unterschiedlichen Lufttemperaturen auswirken auf die wirksame Temperaturdifferenz LMTD bei Gegenstrom und die korrigierte wirksame Temperaturdifferenz CMTD in mehrgängigen Wärmetauschern für das Kühlen eines Produkts von 70 °C auf 60 °C. Fall 1 Die Außenluft erwärmt sich in einem Trockenluftkühler von 35 °C Eintrittstemperatur auf 55 °C Austrittstemperatur. 70  C ! 60  C 55  C 35  C 15

25

LMTD ¼ 19, 6 C

CMTD ¼ 17, 7  C

124

2

Betriebsmittelversorgung

100

10%

95 90 85 20%

80 75

30%

70

spezifische Enthalpie [kJ/kg]

65

40%

60 50% 55

60% 70%

50

80% 90% 100%

45 40

30 25 20 Nutzereingaben: Außenluft ODA Abluft ETA Luftdruck [Pa] 1013,25 hPa

15 10

“Normal”-Dichte=1,2 kg/m3 5

ILK-hx-Dia [Software zur Darstellung von Prozessen im Mollier - h, x – Diagramm] © Download unter http://www.ilkdresden.de/hxdia

0

ILK Dresden

–5

Institut für Luft- und Kältetechnik Dresden –10 –15 0 2

4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36 38 40 42 44 46 48 50 Wassergehalt [g/kg]

Abb. 2.34 Zustandsänderungen der Luft im h-x-Diagramm 1 + 3 = Trockenluftkühlung 2 = Feuchtluftkühlung 4= Verdampfungskühlung

relative Luftfeuchtigkeit [%]

Temperatur [°C]

35

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

125

Fall 2 Die Trockenluft wird zunächst durch Wasseraufsättigung auf 21,5 °C gekühlt und die Feuchtluft dann im Produktkühler von 21,5 °C auf 41 °C erwärmt. 70  C ! 60  C 41  C 21, 5  C 29 38,5 LMTD ¼ 33, 5  C CMTD ¼ 32, 5  C Die Wärmeleistung im Fall 2 mit Feuchtluft ist um den Faktor 1,84 größer als im Fall 1. Fall 3 Die Außenluft erwärmt sich in einem Trockenluftkühler von 40 °C Eintrittstemperatur auf 58 °C Austrittstemperatur. 70  C ! 60  C 58  C

40  C

12

20

LMTD ¼ 15,7  C

CMTD ¼ 13,5  C

Fall 4 Die Trockenluft wird zunächst durch Wasseraufsättigung auf 29 °C gekühlt und dann im Produktkühler beim Verdampfen aus der berieselten Oberfläche auf 33 °C erwärmt. 70  C ! 60  C 33  C 29  C 37

31

LMTD ¼ 33, 9  C

CMTD ¼ 33, 7  C

Die Wärmeleistung ist im Fall 4 bei der Wasserverdampfung aus der berieselten Oberfläche um den Faktor 2,5 größer als im Fall 3. Weitere Informationen mit Beispielen werden in (1) gegeben.

2.2.6

Verdampfungskühlung durch adiabates Verdampfen im Vakuum

Bei der Verdampfungskühlung von Wasser oder anderen Flüssigkeiten erfolgt die Abkühlung durch die adiabate Verdampfung einer Produktteilmenge im Vakuum. Die durch die Verdampfung entzogene Wärmemenge kühlt das Produkt ab. Da sich bei der Abkühlung die Temperatur und der Dampfdruck ändern, muss die Auslegung schrittweise erfolgen. Aus Abb. 2.35 ist zu entnehmen, dass die Abkühlung von Ethanol durch Verdampfungskühlung effektiver ist als die von Wasser, weil die spezifische Wärmekapazität von Ethanol geringer und die Dampfdichte größer ist, so dass mehr Ethanol verdampft wird.

126

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.35 Abkühlzeiten für Wasser und Ethanol bei einem Saugvermögen der Vakuumpumpe von S = 20 m3/min

Das Verfahren der Kühlung durch Verdampfung im Vakuum kann auch sehr gut zur schnellen Kühlung in Rührbehälteranlagen eingesetzt werden. Die erforderlichen Berechnungen mit Beispielen werden in (1) gezeigt.

2.2.7

Kältemittelkühlung durch verdampfendes Kältemittel

Ein Kältemittelkreislauf ist in Abb. 2.36 dargestellt. Die Kältemitteldämpfe werden im Kältemittelkompressor verdichtet und im Kondensator verflüssigt. Über ein Expansionsventil wird das flüssige Kältemittel in den Verdampfer eingespritzt. Durch das im Verdampfer verdampfende Kältemittel wird ein Produkt oder eine Sole auf niedrige Temperaturen gekühlt. Die erforderliche Kühlleistung QK ergibt sich aus der Aufgabenstellung. Die benötigte Kältemittelumlaufmenge mK für die Kälteleistung QK ermittelt man aus der Differenz der Enthalpien des Kältemittels nach dem Verdampfen iVerd und nach dem Kondensieren iKond. mK ¼

QK ðkg=hÞ iVerd  iKond

2.2

Kühlen mit Wasser oder Luft

127

Abb. 2.36 Kältemittelkreislauf mit Solekühlung durch verdampfendes Kältemittel im Verdampfer

Beispiel 2.2.7.1: Ermittlung der umlaufenden Kältemittelmenge mK

QK ¼ 47000 W

iVerd ¼ 99,7 Wh=kg des Kältemitteldampfes bei  20  C

iKond ¼ 73,3 Wh=kg des flüssigen Kältemittels bei 40  C Kondensationstemperatur iKond ¼ 64,2 Wh=kg des flüssigen Kältemittels bei 20  C Kondensationstemperatur Bei 40  C Kondensation: mK ¼

47000 ¼ 1780,3 kg=h 99,7  73,3

47000 ¼ 1323,9 kg=h 99,7  64,2 Fazit: Die Kondensationstemperatur des Kältemittels hat einen großen Einfluss auf die benötigte umlaufende Kältemittelmenge mK. Bei 20  C Kondensation: mK ¼

In den Kältemittelkompressor darf auf keinen Fall flüssiges Kältemittel eintreten. Deshalb stellt man das Expansionsventil so ein, dass die Kältemitteldämpfe etwas überhitzt aus dem Verdampfer abgesaugt werden. Durch die Überhitzung erhöht sich die Kältemittelenthalpie, und die höhere Temperatur verringert die treibende Temperaturdifferenz für die Abkühlung.

128

2

Betriebsmittelversorgung

Bei der Entspannung im Einspritzventil von dem Kondensationsdruck, z. B. 18 bar bei 40 °C, auf den Verdampfungsdruck, z. B. 3 bar bei – 20 °C, kühlt sich das flüssige Kältemittel durch eine Teilverdampfung ab. Es tritt ein Zweiphasengemisch aus Dampf und Flüssigkeit in den Verdampfer ein. Den Dampfanteil mD nach der Entspannung ermittelt man wie folgt: Δifl ifl1  ifl2 ¼ ðkg Dampf =kg K a€ltemittelÞ rV rV Dampfmenge M D ¼ mD  mK ðkg K a€ltemitteldampf =hÞ mD ¼

Durch die Vorverdampfung zur Kühlung des flüssigen Kältemittels auf die Verdampfungstemperatur verringert sich die flüssige Kältemittelmenge, die im Verdampfer verdampft. Der Kältemittelvolumenstrom VK, der verdichtet werden muss, ergibt sich wie folgt: VK ¼

mK QK  3  ¼ m =h ρD q0

Für die volumetrische Kälteleistung q0 gilt:   q0 ¼ Δi  ρD Wh=m3

Schriftzeichen iKond = Enthalpie des flüssigen Kältemittels bei Kondensationstemperatur (Wh/kg) iVerd = Enthalpie des dampfförmigen Kältemittels bei Verdampfungstemperatur (Wh/kg) mK = Kältemittelumlaufmenge (kg/h) QK = Kälteleistung (W) q0 = Volumetrische Kälteleistung (Wh/m3) rV = Verdampfungswärme des Kältemittels (Wh/kg) VK = Kältemittelvolumenstrom (m3/h) ρD = Kältemitteldampfdichte (kg/m3) Dieses Thema wird ausführlich mit vielen Beispielberechnungen in (1) behandelt.

2.3

Druckluftversorgung [2]

Bei der Planung einer Druckluftanlage sind vorab folgende Fragen zu klären: • Druckluftbedarf (m3/min) ? Mittelwert und Minimal-/Maximalwert? • Erforderlicher Betriebsdruck (bar)? Zulässige Schwankungsbreite ? • Muss die Druckluft ölfrei sein? Qualitätsklasse nach ISO 8573-1?

2.3

• • • •

Druckluftversorgung [2]

129

Geforderter Drucktaupunkt? Liefermengenregelung über Drehzahl oder Aussetzbetrieb? Spezifischer Leistungsbedarf in Abhängigkeit von Liefermenge und Druck? Gesamter Leistungsbedarf (kW) mit Kühlung und Trocknung?

Entscheidend für die Auswahl eines Druckluftkompressors ist der spezifische Leistungsbedarf in kW/m3/min, denn 70–90 % der Druckluftkosten sind Energiekosten. Dieser spezifische Leistungsbedarf ist abhängig von der Verdichterart (Kolben oder Schraube), dem Verdichtungsdruck, der Liefermenge und der Drehzahl. Bis zu einem Druckluftbedarf von 20 m3/min haben Kolbenkompressoren einen sehr günstigen spezifischen Leistungsbedarf. Die wirtschaftliche Auswahl aus verschiedenen angebotenen Verdichtern für eine gegebene Aufgabenstellung erfolgt auf der Basis der auf den Beschaffungszeitpunkt zurückdiskontierten Betriebskosten für die Lebensdauer des Kompressors [3]. Beispiel 2.3.0.1: Betriebskostenvergleich für 2 angebotene Verdichter

Kompressor 1 mit Motor 47,2 kW

Jahresarbeit: 377600 kWh

Kompressor 2 mit Motor 54,4 kW

Jahresarbeit: 435200 kW

Strompreis: 0, 1 €=kWh

Differenz ¼ 57600 kWh=a

Betriebskosteneinsparung ΔBK ¼ 0,1  57600 ¼ 5760 €=a Umrechnung der Betriebskosten auf den Gegenwartswert GW mit dem Diskontfaktor PVges für folgende Bedingungen: Lebensdauer n = 10 Jahre

Verzinsung i = 8 %

Kostensteigerung e = 4 %

GW ¼ PV ges  ΔBK € 2 3 10 2 3  1,04 1þe n  17 6 1 þ e 6 1 þ i  17 1,04 6 1,08 7 PV ges ¼ ¼ 4   5 6 7 ¼ 8,17 1þe 1þi 1,08 4 1,04 5 1 1 1þi 1,08 Der Gegenwartswert GW der eingesparten Betriebskosten beträgt GW ¼ PVges  ΔBK ¼ 8,17  5760 ¼ 47059 € Der Kompressor mit dem niedrigeren Leistungsbedarf kann bis zu 47059 Euro teurer sein, wenn man die Betriebskosten über die gesamte Lebensdauer zurückdiskontiert auf den Anschaffungszeitpunkt.

130

2.3.1

2

Betriebsmittelversorgung

Leistungsbedarf beim Verdichten

Am günstigsten ist eine isotherme Verdichtung, aber beim Verdichten wird die Druckluft im Kompressor aufgeheizt. Die Kompressionsenergie wird in Wärme umgesetzt. Hohe Temperaturen schädigen den Verdichter und cracken das Öl. Deshalb wird die Druckluft meistens zweistufig verdichtet mit einer Zwischenkühlung. Die nach der ersten Verdichtungsstufe aufgeheizte Druckluft wird in einem Kühler mit Wasser oder Luft gekühlt und dann in der zweiten Stufe des Kompressors auf den geforderten Enddruck verdichtet. Die Zwischenkühlung reduziert die thermische Beanspruchung des Kompressors und verringert den spezifischen Leistungsbedarf. Im Folgenden sind die Gleichungen zur Auslegung von Verdichtern aufgelistet. Berechnung des Leistungsbedarfs N für die adiabate Verdichtung 1n κ N¼  P1  V 1   η  36 κ1

"

Paus P1

κ1 κn

# 1

ðkW Þ

Ermittlung des optimalen Zwischendrucks P2 bei mehrstufiger Verdichtung  P2 ¼ R  P1

R¼

Paus P1

1=n

Bestimmung der Austrittstemperatur T2 beim Verdichten  κ1 P2 κ T2 ¼ T1  P1

P1 = Eintrittsdruck (bar) P2 = Austrittsdruck (bar) Paus = Verdichtungsenddruck (bar) κ = Isentropenkoeffizient η = Wirkungsgrad des Verdichters n = Zahl der Verdichtungsstufen Beispiel 2.3.1.1: Leistungsbedarf für ein- und zweistufige Verdichtung von Luft

Daten:

V1 = 168 m3/h

P1 = 1 bar

P2 = 6,89 bar

η = 0,7 = 70 %

2.3

Druckluftversorgung [2]

131

Einstufige Verdichtung: n = 1 11 1,4 N¼  1  168   0,7  36 0,4

"

6,89 1

#

0, 4=1, 4

1 ¼

12 ¼ 16,5 kW 0,7

Zweistufige Verdichtung: n = 2 21 1,4 N¼  1  168   0,7  36 0,4

" # 1, 41 6,89 1, 42 10,3 ¼ 14,8 kW 1 ¼ 1 0,7

Beispiel 2.3.1.2: Ermittlung des optimalen Zwischendrucks P2 bei mehrstufiger Verdichtung

R¼ P1 ¼ 1 bar  R¼

Paus P1

1n

 ¼

1: Stufe

6,89 1

 1=n Paus P2 ¼ R  P1 P1 Paus ¼ 6,89 bar

n¼2

1=2 ¼ 2,62

P2 ¼ R  P1 ¼ 2,62  1 ¼ 2,62 bar

P2 2,62 ¼ 2, 62 ¼ 1 P1

2: Stufe

6,89 ¼ 2,62 2,62

Beispiel 2.3.1.3: Berechnung des Leistungsbedarfs bei zweistufiger Verdichtung

1. Stufe:

P1 = 1 bar

P2 = 2,62 bar

11 1,4 N¼  1  168   0,7  36 0,4

2. Stufe:

P2 = 2,62 bar

V1 = 168 m3/h "

Paus = 6,89 bar

2,62 1

0, 4=1, 4

#  1 ¼ 7,4 kW

V = 64,12 m3/h (ρ = 3 kg/m3)

132

2

11 1,4 N¼  2,62  64,12   0,7  36 0,4

Betriebsmittelversorgung

" # 0, 4=1, 4 6,89  1 ¼ 7,4 kW 2,62

Geamtleistungsbedarf für zwei Stufen ¼ 7,4 þ 7:4 ¼ 14,8 kW

Beispiel 2.3.1.4: Erwärmung der Druckluft bei zweistufiger Verdichtung mit Zwischenkühlung

1. Stufe:

P1 = 1 bar

P2 = 2,62 bar

T1 = 30 °C = 303 K

 0, 4=1, 4 2,62 T 2 ¼ 303  ¼ 399 K ¼ 126  C 1 2. Stufe:

P1 = 2,62 bar

P2 = 6,89 bar

T1 = 30 °C = 303 K

 0, 4=1, 4 6,89 T 2 ¼ 303  ¼ 399 K ¼ 126  C 2,62

Beispiel 2.3.1.5: Drucklufterwärmung bei einstufiger Verdichtung auf den Enddruck

Einstufige Verdichtung: P1 = 1 bar

P2 = 6,89 bar

T1 = 30 °C = 303 K

 0, 4=1, 4 6,89 T 2 ¼ 303  ¼ 526 K ¼ 253  C 1

2.3.2

Druckverluste und Leckagen

Zur Vermeidung eines unnötig hohen Verdichtungsdruckes mit entsprechend hohem spezifischen Leistungsbedarf, höheren Verdichtungsendtemperaturen und größerem Verschleiß ist das Rohrleitungsnetz für einen geringen Druckverlust auszulegen. Die Verdichtung auf einen höheren Druck kostet mehr Verdichtungsenergie. Deshalb sollte der Druckverlust im Druckluftsystem möglichst niedrig gehalten werden, z. B. auf maximal 5 % vom Verdichtungsdruck hinter dem Kompressor.

2.3

Druckluftversorgung [2]

133

Kleine Rohrdurchmesser verursachen hohe Druckverluste, z. B. von 6 bar am Verdichter auf 3 bar an pneumatischen Antrieben im 1000 m entfernten Tanklager. Bis zu einem Druckverlust von 10 % kann der Druckverlust inkompressibel berechnet werden.   L w2  ρ ΔP ¼ f  þ K  ðPaÞ d 2 f = Reibungsbeiwert = 0,04 d = Rohrleitungsdurchmesser (m) L = Rohrleitungslänge (m) K = Widerstände in Formstücken ρ = Luftdichte (kg/m3) w = Strömungsgeschwindigkeit (m/s) Beispiel 2.3.2.1: Druckverlustberechnung für eine Druckluftleitung

Daten: L = 500 m

d = 80 mm w = 10 m/s ρ = 9,33 kg/m3 P1 = 7.84 bar K = 20

  500 102  9,33 ΔP ¼ 0,04  þ 20  ¼ 125955 Pa ¼ 1,26 Bar 0,08 2 In Abb. 2.37 ist der Druckverlust in verschiedenen Rohren in Abhängigkeit von der Durchsatzmenge für 6 bar Druckluft aufgetragen. Leckverluste im Druckluftsystem sollten möglichst vermieden werden. Ein undichtes Druckluftsystem verursacht zusätzliche Energiekosten, weil mehr Druckluft verdichtet werden muss. Das ist eine sinnlose Energieverschwendung. Folgende Tabelle verdeutlicht die Zusatzkosten durch Leckagen. Die Kostenberechnung basiert auf Druckluftkosten von 14,3 €/1000 m3. Lochdurchmesser (mm) 1 3 5 10

Leckage (m3/min) 0,06 0,52 1,56 5,83

Druckluftkosten (€/a) 451 3908 10.973 43.818

Die Leckageverluste L können aus den Verdichterlaufzeiten t ohne Luftverbrauch bestimmt werden.  t L ¼ q  m3 = min T q = Verdichterliefermenge (m3/min) T = Messzeitraum (min)

134

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.37 Druckverluste in Rohren als Funktion der Durchsatzmenge

2.3.3

Drucklufttrocknung

Zur Vermeidung von Wasserstörungen, Korrosion und Frostschäden im Druckluftnetz muss die verdichtete Druckluft getrocknet werden. Aus Abb. 2.38 ist zu entnehmen, dass eine erhebliche Wassermenge nach dem Verdichten ausgeschleust werden muss. Beim Eintritt sind 16,97 kg Wasser in 1000 m3/h Luft enthalten. Nach dem Verdichten auf 8 bar und der Kühlung der Luft auf 40 °C werden 9,76 kg Wasserdampf auskondensiert und aus dem System abgeleitet. Die in der Druckluft verbleibenden 7,03 kg Wasserdampf werden in einem Adsorptionstrockner bis auf einen Restgehalt von 0,0001 kg H2O pro kg Luft ausgeschieden. Man kann das Trocknen optimieren, indem man vor dem Adsorptionstrockner einen Kältetrockner anordnet, der die Druckluft bis auf 3–4 °C abkühlt. Bei 3,7 °C enthält die Luft noch 0,0006 kg Feuchte pro kg Luft, also 0,74 kg Wasserdampf in 1190 kg Druckluft. In diesem Fall müssen im Adsorber nur 0,74 – 0,12 = 0,62 kg Feuchte adsorbiert werden. Die Sättigungsbeladung der Luft wird aus dem Partialdruck des Wassers in der Luft ermittelt. Der Partialdruck ergibt sich aus dem Dampfdruck von Wasser und der relativen Feuchte.

2.3

Druckluftversorgung [2]

135

Abb. 2.38 Wasserbilanz von Druckluft

PW ¼ S  PD ðmbar Þ PW kg Wasser=kg Luft X ¼ 0,622  Pges  PW

Pges ¼ GesamtdruckðmbarÞ Pw ¼ WasserdampfpartialdruckðmbarÞ ¼ S  PD S ¼ Feuchtesättigungsgrad der Luft ¼ Relative Feuchte PD ¼ Dampfdruck von WasserðmbarÞ X ¼ Wassergehalt der Luft Temperatur (°C) 25 30 35 40 45 50

Wasserdampfdruck (mbar) 31,6 42,4 56,2 73,6 95,8 123,4

Beispiel 2.3.3.1: Ermittlung der Wasserbeladung in 1190 kg/h Luft bei 25 °C und 1 bar

Relative Feuchte S ¼ 0,7 PD ¼ 31,6 mbar X ¼ 0,622 

PW ¼ 0,7  31,6 ¼ 22,12 mbar

22,12 ¼ 0,0141 kg Wasser=kg Luft 1000  22,12

Wassermenge W ¼ 0,0141  1190 ¼ 16,79 kg=h in 1190 kg Luft

136

2

Betriebsmittelversorgung

Beispiel 2.3.3.2: Wasserbeladung bei 8 bar bei 3,7 °C hinter dem Kältetrockner

S=1

PW = 8 mbar

Pges = 8 bar

X ¼ 0,622 

8 ¼ 0,000623 kg Feuchte=kg Luft 8000  8

W ¼ 0,000623  1190 ¼ 0,74 kg Wasserdampf

Beispiel 2.3.3.3: Wasserausscheidung bei zweistufiger Verdichtung von 1 bar auf 6,89 bar

Luftmenge = 1932 kg/h = 1680 m3/h

30 °C

PD = 42,4 mbar

S = 0,8

PW ¼ S  PD ¼ 0,8  33,9 mbar 33,9 ¼ 0,0218 kg Wasser=kg Luft im E int ritt X ¼ 0,622  1000  33,9 W ¼ 0,0218  1932 ¼ 42,2 kg Wasser in 1932 kg Luft im E int ritt

Sättigungsbeladung nach der Verdichtung auf 2,62 bar und Kühlung auf 30 °C: PW = 1  42,4 = 42,4 mbar 42,4 ¼ 0,01 kg Wasser=kg Luft 2620  42,4 W ¼ 0,01  1932 ¼ 19,3 kg Feuchte in der Luft

X ¼ 0,622 

Wasserkondensation nach der 1. Verdichtungsstufe auf 2,62 bar = 42,2 – 19,3 = 22,9 kg Sättigungsbeladung nach der 2. Verdichtung auf 6,89 bar und Kühlung auf 40 °C PD = 73,6 mbar PW = 1  73,6 mbar X ¼ 0,622 

73,6 ¼ 0,0067 kg Wasser=kg Luft 6890  73,6

W ¼ 0,0067  1932 ¼ 13 kg Wasser in der Luft Wasserkondensation nach der 2. Verdichtungsstufe auf 6,89 bar = 19,3 – 13 = 6,3 kg Wasser

2.3

Druckluftversorgung [2]

137

Kontrolle: WEin

42,2 kg Wasser

Kondensat1Stufe Kondensat2:Stufe

 22,9 kg Wasser  6,3

Restfeuchte

¼ 13 kg Wasser in 1932 kg Luft:

Wenn für Freianlagen ein Drucktaupunkt von – 20 °C gefordert ist, muss der Feuchtegehalt der Luft tiefer abgesenkt werden. Zunächst wird der zulässige Feuchtegehalt in der Luft bei einem Drucktaupunkt von – 20 °C berechnet. Beispiel 2.3.3.4: Zulässige Wasserbeladung bei – 20 °C und 6,89 bar

PD = 1.21 mbar

S=1

X ¼ 0,622 

1,21 ¼ 0,0001 kg Wasser=kg Luft 6890  1,21

W ¼ 0,0001  1932 ¼ 0,19 kg Wasser in 1932 kg Luft Daraus ergibt sich die Aufgabenstellung für den adsorptiven Trockner. Vorhandene Feuchte bei 6,89 bar und 40 °C Zulässige Feuchte für einen Drucktaupunkt – 20 °C Differenz

13 kg Wasser 0,19 kg Wasser 12,81 kg Wasser

Ein nachgeschalteter adsorptiver Trockner oder eine Membrananlage muss demnach für eine Arbeitskapazität AK zur Abtrennung von 12,81 kg/h Wasser ausgelegt werden. Mit einem zwischengeschalteten Kältetrockner kann man den Adsorber entlasten. Durch die Abkühlung auf 3–4 °C wird viel mehr Wasser auskondensiert. Aus Beispiel 2.3.3.2 entnimmt man eine Sättigungsbeladung von 0,000623 kg Wasser/ kg Luft bei 3,7 °C. Daraus resultiert folgende Arbeitskapazität AK für den adsorptiven Trockner: AK = 1932  (0,000623 – 0,0001) = 1 kg/h Wasser Durch den Kältetrockner wird die im Adsorber aufzunehmende Wassermenge von 12,8 kg/h auf 1 kg/h reduziert. Nach der Beladung mit Wasser müssen die Adsorber regeneriert werden. Bei den Adsorbern zur Lufttrocknung kann die Desorption des adsorbierten Wassers mit kalter getrockneter Druckluft erfolgen, dem sogenannten „Heatless-Trockner“, oder mit erhitzter trockener Druckluft in einem „Heat-Trockner“(Abb. 2.39).

138

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.39 Heatless-Trockner-Fließbild

Eine höhere Temperatur verbessert die Desorption und verringert die erforderliche Druckluftmenge zur Regeneration des Adsorbers. Weniger Spülluft für die Desorption des Wassers von den Adsorbern reduziert die Druckluftkosten, weil weniger Spülluft verdichtet werden muss. Für einen Kostenvergleich der beiden Regenerationsmethoden benötigt man die Druckluftkosten. Für die Verdichtung von 1000 m3/h auf 7 bar benötigt man ca. 100 kWh.

2.3

Druckluftversorgung [2]

139

Mit einem Strompreis von 0,1 Euro/kWh und einem Energiekostenanteil von 70 % ergeben sich folgende Kosten für 1000 m3/h. Druckluftkosten ¼

100  0,1 ¼ 14,3 €=1000 m3 0,7

In Beispiel 2.3.3.5 wird gezeigt, dass der Heat-Trockner wirtschaftlicher arbeitet als der Heatless-Trockner. Beispiel 2.3.3.5: Trocknungskosten für 2000 m3/h Druckluft

Der Heatless‐ Trockner benötigt 20 % Spülluft zum Trocknen ¼ 400 m3 =h Verdichtungskosten ¼ 20000  0,0143 ¼ 28,6 Euro=h Trocknungskosten ¼ 400  0,0143 ¼ 5,72 Euro=h Gesamtkosten mit Trocknung ¼ 34,32 Euro=h Der Heat-Trockner benötigt für die Trocknung mit Warmluft ein Gebläse und einen E-Heizer. Zusätzlicher Strombedarf: 15 kW Verdichtungskosten ¼ 20000  0,0143 ¼ 28,6 €=h Trocknungskosten ¼ 15 kWh  0,01 ¼ 1,5 €=h Gesamtkosten mit Trocknung ¼ 30,1 €=h Kosteneinsparung mit dem Heat‐Trockner ¼ 34,32  30,1 ¼ 4,22 €=h Jahreseinsparung ¼ 4,22  8600 ¼ 36292 €=a Kapitalisierung der Betriebkosten über n ¼ 10 Jahre mit e ¼ 1% und i ¼ 4 % GW ¼ PV ges  ΔBK € 2 3 10 2 3  1,01 1þe n  17 6 1 þ e 6 1 þ i  17 1,01 6 1,04 7 PV ges ¼ 4 6  5¼ 7 ¼ 8,54 1þe 1þi 1,04 4 1,01 5 1 1 1þi 1,04 Wirtschaftliche Investition = 8,54  36292 = 310 047 €

2.3.4

Liefermengen-Regelung

Ein sehr wichtiger Faktor beim Stromverbrauch ist die Steuerung der Kompressoren. Normalerweise wird im Druckluftnetz ein konstanter Betriebsdruck benötigt. Bei unterschiedlichem Druckluftverbrauch wird ein Druckabfall durch einen größeren Volumenstrom vom Verdichter ausgeglichen. Es wird der Verdichter-Enddruck geregelt.

140

2

Betriebsmittelversorgung

Dafür gibt es verschiedene Möglichkeiten: • Vollast-Leerlauf-Regelung Im Leerlauf läuft der Antriebsmotor weiter, ohne dass der Verdichter Druckluft fördert. Im Leerlauf sinkt der Leistungsbedarf auf ca. 30 % ab. Vorteil: Weniger Schaltspiele und geringerer Verschleiß. • Volumenstromregelung durch eine Drehzahlveränderung Durch eine Frequenzregelung kann die Liefermenge von 25–100 % variiert werden. Durch die Verluste im Frequenzumrichter erhöht sich der Leistungsbedarf (3–5 %). Der Leistungsbedarf sinkt parallel zur Fördermenge. • Vollast-Stillstand-Regelung Diese Regelung hat die günstigste Energiebilanz aller Regelungsarten. Bei der Aussetzregelung werden die Kompressoren bei Erreichen des Solldrucks abgeschaltet und erst nach Absinken des Drucks auf einen Mindestwert wieder eingeschaltet. Nachteil: Die vielen Motorschaltspiele erhöhen den Verschleiß. Durch einen großen Druckluftspeicherbehälter kann die Zahl der Ein-/Aus-Schaltungen und die Druckschaltdifferenz reduziert werden. Die Aufstellung eines Druckluftbehälters ist immer zu empfehlen, • • • •

um Druckschwankungen durch Pufferung auszugleichen, durch eine längere Verweilzeit die Druckluft zu kühlen, Wassertropfen aus der Luft abzuscheiden und das auskondensierte Wasser abzulassen.

Das erforderliche Volumen VDB des Druckluftbehälters ermittelt man wie folgt. V DB ¼

V eff  60  3  m s  ΔP  k

k¼

1 2 EE

Veff = effektive Liefermenge (m3/min) s = Schaltzahl pro Stunde (h-1 ) ΔP = Druckschaltdifferenz (bar) E = Einschaltdauerfraktion Beispiel 2.3.4.1: Ermittlung des Druckbehältervolumens bei Aussetzbetrieb

Veff ¼ 8 m3 = min s ¼ max 15 pro Stunde ΔP ¼ 0,5 bar E ¼ 0,72 ¼ 72 % der Zeit

2.3

Druckluftversorgung [2]

141

1 1 ¼ ¼ 4,96 E  E 2 0,72  0,722 V eff  60 8  60 V DB ¼ ¼ 12,9 m3 ¼ s  p  k 15  0,5  4,96

k¼

Kontrollrechnung: Entlastungszeit t 1 ¼ Belastungszeit t 2 ¼

V DB  p  60 12,9  0,5  60 ¼ ¼ 67,19 s E  V eff 0,72  8

V DB  p  60 12,9  0,5  60 ¼ 173,77 s ¼ V eff  ð1  E Þ 8  ð1  0,72Þ

Gesamtzeit t ges ¼ t 1 þ t 2 ¼ 67,19 þ 172,77 ¼ 239,96 s ¼ 4 min Bei 10 Schaltvorgängen pro Stunde, also s = 10, benötigt man 19,35 m3 Druckbehältervolumen. Entlastungszeit t1 ¼ 100,8 s ¼ 28 % Belastungszeit t2 ¼ 259,2 s ¼ 72 % Gesamtzeit tges ¼ 360 s ¼ 6 Minuten Anzahl der Schaltspiele ¼

2.3.5

60 ¼ 10 6

Wärmerückgewinnung

Die Kompressionsenergie wird in Wärme umgesetzt. Das bei der Verdichtung aufgeheizte Gas kann zur Warmwasserbereitung genutzt werden. In einem Wärmetauscher wird die heiße Druckluft bei einer zweistufigen Verdichtung zweimal von 126 °C auf 70 °C abgekühlt und heizt dabei das Warmwasser von 65 °C auf 70 °C auf. QLuft = mLuft  cLuft  Δt = 2  1932  0,28  (126 – 70) = 30246 W Wassermenge mW ¼

QLuft 30246 ¼ 5215 kg Warmwasser mit 70  C ¼ cW  Δt W 1,16  ð70  65Þ

In einem 2. Kühler muss die verdichtete Druckluft mit Kühlwasser auf 30–40 °C gekühlt werden, um möglichst viel Wasser auszukondensieren.

142

2

Betriebsmittelversorgung

Beispiel 2.3.5.1: Wärmetauscherauslegung für Warmwassererzeugung

DN 250 mit 50 Rohren 20 x 2, Wärmetauscherfläche = 11 m2

Länge = 3,5 m 6 Gänge

BerechneteWärmeübergangszahl fürLuft auf der Mantelseite ¼ 203 W=m2 K Berechnete W€armeübergangszahl für Wasser in den Rohren ¼ 4500 W=m2 K Wirksame Temperaturdifferenz CMTD ¼ 17,6  C Berechnung der Wärmedurchgangszahl k: 1 1 1 ¼ þ þ 0,00024 ¼ 0,00538 k 203 4500

k ¼ 185 W=m2 K

Berechnung der Wärmeleistung Q: Q ¼ k  A  CMTD ¼ 185  11  17,6 ¼ 35816 W

2.4

Inertgas

Zur Vermeidung von Explosionsgefahren, Oxidationen durch Kontakt mit Luftsauerstoff und der Feuchtigkeitsaufnahme von hygroskopischen Produkten aus der Luft werden Rühr- oder Lagerbehälter mit Inertgas überlagert. Bei mit Stickstoff überlagerten Tanks oder Behältern wird die Feuchtigkeitsaufnahme von Alkoholen, Ketonen und Glykolen und der Luftkontakt zu sauerstoffgefährdeten Chemikalien wie z. B. Butadien, Isopren, Styrol und Aminen unterbunden. Der wichtigste Anwendungsfall ist jedoch die Reduzierung der Explosionsgefahr, wenn im Prozess explosible Gasgemische anfallen können [4]. Explosionsgefahren durch brennbare Gase oder Dämpfe in Luft werden vermieden, wenn das explosible Gasgemisch durch Eindosieren von Inertgasen nicht explosionsfähig gemacht wird.

2.4.1

Explosionsschutz

Es gibt drei Möglichkeiten, die Zündung eines explosiblen Gasgemisches zu verhindern [4]: • Absenkung der Brennstoffkonzentration durch Verdünnung mit Luft auf eine Brennstoffkonzentration < 50 % der unteren Explosionsgrenze UEG

2.4

Inertgas

143

• Aufsättigung des Brennstoffgehalts auf Konzentrationen oberhalb der oberen Explosionsgrenze OEG • Inertisierung auf Sauerstoffkonzentrationen unterhalb der Mindestsauerstoffkonzentration SGK Die untere Explosionsgrenze UEG ist die Mindestbrennstoffkonzentration (Vol.-%) für die Brennbarkeit eines Brennstoff-Luft-Gemisches bei Umgebungstemperatur. Die Daten können Handbüchern entnommen werden [5–8]. Für die meisten Kohlenwasserstoffe liegt die UEG-Konzentration bei rund 50 % der stöchiometrischen Brennstoffkonzentration für die Verbrennung. Unterhalb der UEG ist das Gemisch bei Raumtemperatur nicht zündfähig. Bei der Oxidation eines Brennstoff-Luft-Gemisches an der unteren Explosionsgrenze werden bei den meisten Komponenten etwa 42 kJ/g-Mol freigesetzt. Das reicht zum Aufheizen der Rauchgase auf ca. 1300 °C. Die obere Explosionsgrenze OEG ist die maximale Brennstoffkonzentration, bei der das Gemisch noch brennbar ist. Oberhalb der OEG ist das Gemisch nicht zündbar. Nur im Konzentrationsbereich zwischen UEG und OEG ist ein Brennstoff-LuftGemisch zündbar. Zu beachten ist aber, dass bei höheren Temperaturen der Explosionsbereich ausgeweitet wird. Das veranschaulichen die im Folgenden aufgezeigten Explosionsgrenzen einiger Stoffe. Explosionsgrenzen Butan Pentan Hexan

Bei Raumtemperatur UEG (Vol.-%) OEG (Vol.-%) 1,5 8,5 1,4 7,8 1,0 8,1

> 500 °C UEG (Vol.-%) 0,5 0,46 0,33

OEG (Vol.-%) 14,1 13,0 13,5

Bei steigender Temperatur erweitert sich der Zündbereich. In Abb. 2.40 wird die Verbreiterung der Explosionsgrenzen für Methan gezeigt. Die SGK ist die erforderliche Mindestsauerstoffkonzentration für die Brennbarkeit. Mit steigender Temperatur sinkt der SGK-Wert um rund 10 % pro 100 °C Temperaturanstieg. In Abb. 2.41 wird gezeigt, wie sich die zunehmende Inertgas- bzw. abnehmende Sauerstoffkonzentration auf den Zündbereich auswirkt. • Der UEG-Wert ändert sich nur wenig mit zunehmender Inertgaskonzentration, weil Sauerstoff im Überschuss vorhanden ist. • Der OEG-Wert wird mit steigender Inertgaskonzentration wegen des Sauerstoffmangels zu kleineren Brennstoffkonzentrationen verschoben. • Für Inertgase mit einer höheren spezifischen Wärmekapazität ergeben sich engere Explosionsbereiche.

144

2

Betriebsmittelversorgung

30

Methan in Mol-%

25

20 °C 100 °C 200 °C 300 °C 400 °C

20

15

10 Explosionsbereiche 5

0

0

10

20

30 40 50 60 zusätzlicher Stickstoff in Mol-%

70

80

Abb. 2.40 Zündgrenzenerweiterung bei höherer Temperatur

Brennstoffkonzentration (Vol.-%)

Sauerstoffkonzentration (Vol.-%)

OEG

He N2

CO2 H2O UEG Inertgaskonzentration (Vol.-%)

Abb. 2.41 Einfluss der Inertgaskonzentration auf die Brennbarkeit [8]

• Der SGK-Wert ist die Sauerstoffkonzentration an der „Nasenspitze“ des Explosionsbereichs. Mit CO2 als Inertgas ist eine höhere Mindestsauerstoffkonzentration SGK zugelassen.

2.4

Inertgas

145

• Der Inertisierungseffekt nimmt in der Reihenfolge CO2 – H2O – N2 ab, weil ein Inertgas mit einer höheren spezifischen Wärmekapazität die Flammentemperatur stärker absenkt [4]. Deshalb ist in der BGR der BG Chemie bei der Inertisierung mit CO2 eine höhere Sauerstoffgrenzkonzentration zugelassen als bei der Inertisierung mit Stickstoff. Die Inertisierung mit CO2 ist somit effizienter, weil weniger Inertgas benötigt wird. Trotzdem wird meistens mit Stickstoff inertisiert, weil • • • • •

CO2 sich nicht allen Stoffen gegenüber inert verhält, CO2 bei großem Druckabfall „Kohlensäure-Schnee“ bildet, CO2 im Beisein von Feuchtigkeit korrosiv wirkt, CO2 sich in wässrigen Produkten löst und CO2 nicht ohne weiteres in die Atmosphäre emittiert werden darf.

2.4.2

Inertgasversorgung

Den Stickstoff für die Inertisierung kann man vom Gaslieferanten beziehen oder selbst in einer Membran- oder Adsorptionsanlage herstellen. • Flaschen-Stickstoff für den kleinen Bedarf < 5 m3/h mit hoher Reinheit • Flüssigstickstoff mit einer Kaltvergaseranlage für großen Bedarf und hohe Reinheit • Membrantrennanlage für die Stickstofferzeugung aus Druckluft mit Reinheiten von 95 bis 99 % N2 • Druckwechseladsorber für die Stickstoffgewinnung aus Druckluft mit 95–99,9 % N2 Aus Sicherheitsgründen wird die Mindestsauerstoffkonzentration in einem zu inertisierenden Gasgemisch meistens auf 50 % des SGK-Werts ausgelegt, also ca. 5 Vol.-% O2. Bei der Regelung der Sauerstoffkonzentration müssen kurzfristige O2-Spitzen, z. B. beim Öffnen eines Mannlochs, beachtet werden.

2.4.3

Wie inertisiert man?

Es gibt vier Methoden zur Absenkung der Sauerstoff- oder Brenngaskonzentration (Abb. 2.42).

146

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.42 Methoden zur Inertisierung eines Behälters

• Verdrängungsinertisierung Durch das langsame Eindosieren von Inertgas mit geringer Strömungsgeschwindigkeit < 1 m/s wird der Sauerstoff oder das Brenngas von unten nach oben aus dem System verdrängt. Diese Methode ist nur geeignet für lange dünne Behälter oder Rohrleitungen, wenn das Inertgas schwerer ist als das zu verdrängende Schadgas. • Verdünnungs- bzw. Spülungsinertisierung Durch Spülen mit Inertgas wird die Schadstoffkonzentration abgesenkt. Unter der Annahme einer idealen Durchmischung kann die Anzahl der erforderlichen Spülwechsel n bzw. das erforderliche Spülgasvolumen VIn für das Verdünnen der Gasmenge VG von der Anfangskonzentration C1 auf die gewünschte Endkonzentration C2 berechnet werden. n ¼ ln

C1 C2

V In ¼ n  V G

In Abb. 2.43 wird gezeigt, wie die Sauerstoffkonzentration in einem Behälter mit der Spülzeit abnimmt, wenn der Behälterinhalt pro Stunde zweimal gespült wird (n = 2).

2.4

Inertgas

147

Abb. 2.43 Konzentrationsverlauf von Sauerstoff beim Spülen mit Stickstoff und Konzentrationsanstieg von CO2 beim Spülen mit 7 Vol.-% CO2 im Spülgas

Vorteilhaft für eine gute Durchmischung bzw. Verdünnung sind große Oberflächen, lange Spülzeiten, geringe Gasdichtedifferenzen und möglichst diagonal gegenüber angeordnete Ein- und Austrittsstutzen. Wenig sinnvoll ist eine Inertgasspülung durch zwei nebeneinander liegende Stutzen auf dem Behälterdeckel. Schwierig wird das Spülen, wenn in der Anlage schwer zu spülende Totzonen enthalten sind, z. B. Rührbehälter mit Dekantern und Rückflusskühlern. In Anlagen mit Totzonen ist eine Druck- oder Vakuumspülung zu bevorzugen. • Druckgasspülung Die Druckgasspülung ist nur für Druckbehälter geeignet.

148

2

Betriebsmittelversorgung

Der Behälter wird mit Inertgas unter Druck gesetzt und anschließend entlastet. Diese Druckwechselspülung wird wiederholt, bis die gewünschte Verdünnung erreicht ist. Die Anzahl der erforderlichen Druckwechsel für die Konzentrationsabsenkung auf C2 berechnet man folgendermaßen:  C2 ¼

1 P2

n V In ¼ n  ðP2  1Þ  V G

• Vakuumspülung Bei der Vakuumspülung wird der Behälter mit einer Vakuumpumpe evakuiert und anschließend mit Inertgas befüllt. Die Vakuumspülung ist besonders gut geeignet für komplexe Anlagen mit vielen Totzonen, die man beim Spülen nicht erreicht. Die Anzahl der erforderlichen Spülwechsel ermittelt man wie folgt: C 2 ¼ C 1  P2 n

V In ¼ n  ð1  P2 Þ  V G

In (1) werden folgende Beispielberechnungen gezeigt: Kriterien für die Explosionsfähigkeit Beispiele für die Inertisierung durch Verdünnungs-, Druckgas- und Vakuumspülung Inertisierung von Lagertanks mit Atmungs- und Füllverlusten Berechnungen von UEG und OEG bei höheren Temperaturen und von Gemischen Mindeststickstoffkonzentration zur Inertisierung Berechnung der adiabaten Flammentemperatur

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

Zunächst wird für die vorliegende Aufgabenstellung das erforderliche Saugvermögen bestimmt und dann die geeignete Vakuumpumpe mit dem entsprechenden Saugvermögen bei dem benötigten Arbeitsdruck ausgewählt. Zusätzlich zur Leckrate durch Undichtigkeiten müssen nichtkondensierbare Gase aus Reaktionen oder Entgasungen berücksichtigt werden. In dieser Abhandlung wird gezeigt, wie man das erforderliche Saugvermögen für verschiedene Aufgabenstellungen ermittelt. Die Wirkungsweise der unterschiedlichen Vakuumpumpen wird beschrieben, um dem Praktiker die Auslegung und Auswahl zu erleichtern.

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

2.5.1

149

Erforderliches Saugvermögen zum Evakuieren der Anlage

Die Berechnung des Saugvermögens zum Evakuieren auf einen bestimmten Enddruck in einer vorgegebenen Zeit erfolgt nach der Gaede-Formel: SW ¼ 60 

 p  V  ln 1 m3 =h t p2

V = Behälter- oder Anlagenvolumen (m3) SW = Wirksames Saugvermögen (m3/h) p1 = Anfangsdruck (mbar) p2 = Enddruck (mbar) t = Evakuierzeit (min) Die Zeit t zum Evakuieren eines Behälters oder einer Anlage – ohne Leckrate und mitgerissene Dämpfe – berechnet man wie folgt: t¼

p V  ln 1 ðhÞ SW p2

Beispiel 2.5.1.1: Berechnung des erforderlichen Saugvermögens für eine vorgegebene Evakuierungszeit

V = 10 m3

p1 = 1000 mbar

p2 = 10 mbar

SW ¼ 60 

Evakuierzeit t = 30 Minuten

10 1000  ln ¼ 92:1 m3 =h 30 10

Kontrolle der Evakuierzeit: t¼

10  ln 100 ¼ 0,5h ¼ 30 Min: 92,1

Die beiden Gleichungen basieren auf einem konstanten Saugvermögen über den gesamten Druckabsenkungsbereich. Falls sich das wirksame Saugvermögen beim Evakuieren ändert – das ist meistens so –, muss die Evakuierzeit schrittweise ermittelt werden. t1 ¼

p V  ln 1 p2 ðSW1 þ SW2 Þ=2

Gesamtzeit t = t1 + t2 + t3 +   tn

150

2.5.2

2

Betriebsmittelversorgung

Erforderliches Saugvermögen zum Absaugen der Leckrate bei Betriebsdruck

Die wichtigste Größe bei der Auslegung einer Vakuumanlage ist die Leckrate. Die Ermittlung der Leckmengen wird in Abschn. 2.5.4 behandelt. Für eine bekannte Leckrate L in kg/h Luft bestimmt man das erforderliche Saugvermögen wie folgt: L 22,4 1013 T  3    m =h ¼L ϱG M p 273  M P 273  ϱG ¼   kg=m3 22,4 1013 T

SW ¼

L = Leckrate (kg/h Luft) ρG = Gasdichte (kg/m3) M = Molgewicht (29 für Luft) p = Druck (mbar) T = Temperatur (K) Beispiel 2.5.2.1: Berechnung des erforderlichen Saugvermögens für eine Leckrate

Leckrate L = 3 kg/h Luft

p = 10 mbar

t = 80 ̊ °C

M = 29

29 10 273   ¼ 0,00988 kg=m3 22,4 1013 273 þ 80 3 ¼ 303,5 m3 =h SW ¼ 0,00988 22,4 1013 353   ¼ 303,5 m3 SW ¼ 3  29 10 273

ϱG ¼

Alternativ kann das erforderliche Saugvermögen mit der Leckrate in mbar l /s für den Druck p berechnet werden: SW ¼

p = Geforderter Enddruck (mbar) Q = Leckrate (mbar  l/s)

Q ðl=sÞ p

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

151

Beispiel 2.5.2.2: Berechnung des Saugvermögens für eine Leckrate

Q = 652,88 mbar  l/s SW ¼

t = 80 ∘C

p = 10 mbar 652,88 ¼ 65,288 l=s 10

bei Normbedingungen

Bei 80 °C: SW ¼ 65,288 

353 ¼ 84,42 l=s ¼ 303,9 m3 =h 273

Für die Berechnung des erreichbaren Enddrucks bei vorgegebenem Saugvermögen gilt: pEnd ¼

Q ðmbar Þ SW

Beispiel 2.5.2.3: Berechnung des Enddrucks

Leckrate Q ¼ 300 mbar  l=s ¼ 1,38 kg=h Luft Wirksames Saugverm€ogen SW ¼ 108 m3 =h ¼ 30 l=s pEnd ¼

300 ¼ 10 mbar 30

Bei einem hohen Druckverlust in der Saugleitung von der Anlage zur Vakuumpumpe verschlechtert sich das wirksame Saugvermögen der Pumpe: SWkorr ¼

pP  S m3 =h pA W

pP = Druck am Pumpensaugstutzen pA = Druck in der Anlage Beispiel 2.5.2.4: Berechnung des korrigierten Saugvermögens

pP = 5 mbar

pA = 20 mbar

SW = 1000 m3/h

SWkorr ¼

5  1000 ¼ 250 m3 =h 20

152

2.5.3

2

Betriebsmittelversorgung

Erforderliches Saugvermögen zum Absaugen von Inertgasen und Dämpfen

In den meisten Fällen wird ein dämpfebeladener Inertgasstrom mit der Vakuumpumpe abgesaugt. Dazu muss das erforderliche Saugvermögen für das Inertgas mit den darin enthaltenen Dämpfen berechnet werden: SW ¼

L A B 3  þ þ m =h ρL ρA ρB

L = Leckluft- oder Inertgasmenge (kg/h) ϱL = Inertgasdichte (kg/m3) A = Dampfmenge der Komponente A (kg/h) ϱA = Dampfdichte der Komponente A (kg/m3) B = Dampfmenge der Komponente B (kg/h) ϱB = Dampfdichte der Komponente B (kg/m3) Die in dem Inertgas als Trägergas enthaltenen Dampfmengen ermittelt man wie folgt: M A pA  ðkg=hÞ M L pL M p B ¼ L  B  B ðkg=hÞ M L pL pL ¼ Pges  ðpA þ pB Þ A¼L

Hinweis: Eine größere Leckluftrate L erhöht die mitgerissene Dämpfemenge! Die Vakuumpumpe muss für ein größeres Saugvermögen ausgelegt werden. ML = Molgewicht der Luft MA = Molgewicht der Komponente A MB = Molgewicht der Komponente B Pges = Gesamtdruck im System (mbar) pA = Partialdruck der Komponente A (mbar) pB = Partialdruck der Komponente B (mbar) pL = Partialdruck der Luft (mbar)

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

153

Beispiel 2.5.3.1: Berechnung des erforderlichen Saugvermögens für Leckluft mit Dämpfen

Pges ¼ 266 mbar

Inertgasmenge L ¼ 10 kg=h

pA ¼ 42,6 mbar bei 30  C für Wasserdampf ðM ¼ 18Þ pB ¼ 159,6 mbar bei 30  C für Benzoldampf ðM ¼ 78Þ pL ¼ 266  ð42,6 þ 159,6Þ ¼ 63,8 mbar Wasserdampfmenge A im Gasstrom: A ¼ 10 

18 42,6  ¼ 4,14 kg=h Wasser 29 63,8

Benzoldampfmenge im Gasstrom: B ¼ 10 

78 159,6  ¼ 67,28 kg=h Benzol 29 63,8

Zur Ermittlung des erforderlichen Saugvermögens werden die Dichten der Gase bzw. Dämpfe benötigt. 29 266 273   ¼ 0,306 kg=m3 22,4 1013 303 18  0,236 ¼ 0,19 kg=m3 Wasser: ϱA ¼ 22,4 78  0,236 ¼ 0,82 kg=m3 Benzol: ϱB ¼ 22,4 Luft: ϱL ¼

Berechnung des erforderlichen Saugvermögens SW: SW ¼

10 4,14 67,28 þ þ ¼ 136,5 m3 =h 0,306 0,19 0,82

Die im Gesamtgasstrom enthaltenen Dämpfemengen sind direkt proportional zur Inertgas- bzw. Leckluftmenge! Durch eine gut abgedichtete Anlage mit geringer Leckrate hat man Vorteile im Betrieb: • Kleinere Vakuumpumpe mit weniger Energieverbrauch • Geringere Kühlfallenbelastung • Weniger Produktverlust und Sonderabfall

154

2

Betriebsmittelversorgung

Eine gute Vorkühlung verringert die Partial- bzw. Dampfdrücke und reduziert die Produktdampfmengen, die zusätzlich mit dem Inertgas abgesaugt werden müssen.

Hinweis: Der erreichbare Enddruck kann nie kleiner sein als der Produktdampfdruck bei der Betriebstemperatur in der Anlage!

2.5.4

Ermittlung der Leckrate

Keine Anlage ist absolut dicht. Bei einem Apparatedruck unter dem kritischen Druckverhältnis strömen durch eine Öffnung von 1 mm2 ca. 0,83 kg/h Luft. Falls Druckanstiegsmessungen zur Ermittlung der Leckrate nicht möglich sind, muss die Leckmenge empirisch abgeschätzt werden, z. B. mithilfe der „Standards for Steam Jet Vacuum Systems“ vom Heat Exchange Institut. Druckbereich 30  120 mbar

!

Leckluftmenge L L ¼ 0,6966  V0,6617 ðkg=hÞ

4  30 mbar 1,3  4 mbar

! !

L ¼ 0,4784  V0,6579} L ¼ 0,2415  V0,6568}

Beispiel 2.5.4.1: Ermittlung der Leckluftmengen

V = 25 m3 V = 25 m3 V = 25 m3

p = 50 mbar p = 10 mbar p = 3 mbar

L = 5,9 kg/h L = 4,- kg/h L = 2,- kg/h

Bei glatten Flanschverbindungen rechnet man mit Leckluftmengen von 200–400 g/h pro laufenden m, bei Nut-und-Feder-Verbindungen mit 50–100 g/h pro m Dichtungslänge. Für schlechte Wellenabdichtungen muss ein besonderer Zuschlag gemacht werden, z. B. 3 kg/h Leckluft. Wenn die Anlage bereits vorhanden ist, kann die Leckrate nach der Druckanstiegsmethode bestimmt werden, indem man die Anlage z. B. auf einen Druck von 50–100 mbar evakuiert, die Vakuumpumpe abstellt und den Druckanstieg über der Zeit aufnimmt. Aus dem gemessenen Druckanstieg wird die Leckrate L durch Undichtigkeit der Anlage wie folgt berechnet: L¼

ΔP V  ðkg=hÞ Δt R  T

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

155

Für Luft bei 20 °C und einen Druckanstieg als mbar/min ergibt sich: L ¼ 0,072  V 

ΔP ðkg=hÞ Δt

ΔP = Druckänderung (mbar) Δt = Zeit (min) V = Apparatevolumen (m3) Beispiel 2.5.4.2: Berechnung der Leckrate aus dem Druckanstieg

Anlagenvolumen V ¼ 20 m3 Anfangsdruck nach dem Evakuieren p1 ¼ 80 mbar Enddruck nach Druckanstieg über 15 Minuten p2 ¼ 140 mbar L ¼ 0,072 

140  80  20 ¼ 5,76 kg=h 15

Der Druckanstieg wird verursacht durch die Leckrate infolge der Undichtigkeit und die Gasabgabe von den Wandungen, insbesondere von benetzten Behälteroberflächen. Oberhalb des kritischen Druckverhältnisses ist die Leckrate konstant, aber die Entgasung oder Verdunstung ist in der Startphase bei dem niedrigsten Druck am höchsten und wird dann geringer. Der Druckanstieg wird daher zunächst schneller erfolgen und dann in einen linearen Bereich übergehen. Das ist bei der Ermittlung der Leckrate zu berücksichtigen, weil sich sonst zu hohe Leckmengen ergeben.

Beispiel 2.5.4.3: Berechnung der Leckrate

In einem 20 m3-Apparat beträgt der Druckanstieg zunächst 3 mbar/min und später im linearen Bereich nur noch 2 mbar/min. Daraus ergeben sich folgende Leckraten: Lmax ¼ 0,072  3  20 ¼ 4,32 kg=h Llin ¼ 0,072  2  20 ¼ 2,88 kg=h Die echte Leckrate beträgt nur 2,88 kg/h! Zu empfehlen sind mehrere Druckanstiegsmessungen bei verschiedenen Drücken, um den Einfluss von Produktdämpfen in der Anlage zu erkennen. Falls das Behältervolumen nicht bekannt ist, muss eine zweite Druckanstiegsmessung mit einer definierten künstlichen Lecklufteinspeisung durchgeführt werden.

156

2

Betriebsmittelversorgung

Aus den beiden Druckanstiegsmessungen mit und ohne definierte Leckluftzugabe kann man die Leckrate der Anlage ohne Kenntnis des Anlagenvolumens ermitteln. Bisher wurde die Leckrate L als Leckluftmenge in kg/h definiert. Alternativ kann die Leckrate Q in mbarl/s angegeben werden.   V  ΔP mbar  l Q¼ Δt S Wenn in einem Volumen von 1 l der Druck pro Sekunde um 1 mbar ansteigt, beträgt die Leckrate Q = 1 mbarl/s. Umrechnungsmöglichkeiten: 1

mbar  l Torr  l ¼ 0,75 ¼ 3,55  103 m3N =h s s

Multipliziert man das Leckvolumen in m3/h i. N. mit der Luftdichte bei Normbedingungen (ϱL = 1,2946), so erhält man die Leckrate L in kg/h Luft. 1

2.5.5

mbar  l ¼ 4,595  103 kg=h s

Erforderliches Saugvermögen für eine Trocknung

Zur Entfernung der Restfeuchtigkeit aus Feststoffen in beheizten oder unbeheizten Reaktoren wird Vakuum angelegt, um das Wasser oder die Lösemittel aus den Feststoffen abzusaugen. Beispiel 2.5.5.1: Berechnung des Saugvermögens für ein Luft-Dampf-Gemisch

Aus einem Behälter müssen pro Stunde 100 kg Wasser und 1 kg Leckluft abgesaugt werden. Leckluft: 1 kg=h Wasser: 100 kg=h Temperatur ¼ 80  C Druck ¼ 100 mbar Gesamtes Gasvolumen ¼ 1638 m3 =h Erforderliches Saugverm€ogen: 1638 m3 =h Zur Reduzierung des erforderlichen Saugvermögens der Vakuumpumpe kann das Dampfgemisch abgekühlt werden. Durch eine Kühlung auf 30 °C mit Wasserdampfkondensation kann das abzusaugende Gasvolumen von 1638 auf 15 m3/h abgesenkt werden. Falls zum besseren Austragen der Restfeuchte ein Trägergas dosiert wird, erhöht sich das Gasvolumen entsprechend der zugegebenen Strippgasmenge.

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

157

Abb. 2.44 Direktkondensator für die Brüdenkondensation

Besonders gut eignet sich der in Abb. 2.44 dargestellte Direktkondensator für die Kondensation von großen Brüdenmengen.

2.5.6

Erforderliches Saugvermögen für eine Kühlung durch Vakuumverdampfung

Durch die Verdampfung der in einem Reaktor enthaltenen Flüssigkeit unter Vakuum ohne Wärmezufuhr erfolgt eine adiabate Abkühlung des Produkts im Behälter. Die Kühlrate ist abhängig von der Wärmekapazität des Produkts, der Verdampfungswärme der unter Vakuum verdampften Flüssigkeit und dem Saugvermögen der Vakuumpumpe.

158

2

Betriebsmittelversorgung

190,0 180,0 170,0 160,0 150,0 140,0 130,0

Kuhlzeit (Min)

120,0 110,0 100,0 90,0 80,0 70,0 60,0 50,0 40,0 30,0 20,0 10,0 0,0 80.0 10 m3/min

70.0

60.0 50.0 40.0 Temperatur (°C)

20 m3/min

30 m3/min

30.0 40 m3/min

20.0 50 m3/min

Abb. 2.45 Kühlzeiten für die Verdampfungskühlung von Wasser

In Abb. 2.45 sind einige Kühlkennlinien für verschiedene Saugleistungen der Vakuumpumpe dargestellt.

2.5.7

Erforderliches Saugvermögen für die Vakuumdesorption von Adsorbern

Die Regeneration eines beladenen Adsorbers kann durch Absenken des Druckes im Adsorber unterhalb des Partialdrucks der adsorbierten Komponente erfolgen. Die Desorption wird erschwert durch die Abkühlung infolge der freigesetzten Adsorptionswärme.

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

159

Abb. 2.46 Desorbierte Benzinmenge bei einem Saugvermögen von 2000 und 2500 m3/h als Funktion der Absaugzeit für 2000 kg Aktivkohle

Zur Veranschaulichung sind in Abb. 2.46 zwei Desorptionskennlinien für die Absaugung von Benzindämpfen aus einem Adsorber in Abhängigkeit von der Zeit dargestellt.

2.5.8

Zulässige Strömungsgeschwindigkeit in Vakuumleitungen

Der Druckverlust in Vakuumleitungen sollte möglichst gering sein. Die zulässige Strömungsgeschwindigkeit für einen Druckverlust  10 % vom Gesamtdruck in Vakuumleitungen berechnet man folgendermaßen:

160

2

W zul

Betriebsmittelversorgung

vffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi u T  ðm=sÞ ¼ 41,18  u t l M  1 þ 0,04  Däq

wzul = Zulässige Gasgeschwindigkeit (m/s) T = Temperatur (K) M = Molmasse des Gases (kg/kmol) läq = Äquivalente Rohrleitungslänge (m) D = Innendurchmesser des Rohres (m) Für die überschlägige Bestimmung der zulässigen Strömungsgeschwindigkeit wird ein Reibungsbeiwert von f = 0,04 eingesetzt. Im Einzelfall ist dieser Wert bei der Druckverlustermittlung zu überprüfen. Beispiel 2.5.8.1: Berechnung der zulässigen Strömungsgeschwindigkeit

Berechnung der zulässigen Geschwindigkeit von gasförmigem Butan bei 20 °C und 10 mbar durch eine Rohrleitung mit D = 0,2 m. • Rohrleitungslänge l = 4 m • 4 Rohrbögen (K = 0,2) • 2 Schieber (K = 0,2) Zunächst wird die äquivalente Rohrleitungslänge läq berechnet. la€q ¼ l þ 25  D 

W zul

X

K ¼ 4 þ 25  0,2  ð4  0,2 þ 2  0,2Þ ¼ 10 m

vffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi u 293   ¼ 53,4 m=s ¼ 41,18  u t 58  1 þ 0,04  010,2

Anschließend wird zur Kontrolle der Druckverlust für die ermittelte zulässige Strömungsgeschwindigkeit berechnet.   l X ϱ ΔP ¼ f  þ K   w2 ðPaÞ D 2 f = Reibungsbeiwert l = Rohrleitungslänge (m) ϱ = Gasdichte (kg/m3) w = Strömungsgeschwindigkeit (m/s) ΣK = Summe der Widerstandsbeiwerte von Formstücken

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

161

Beispiel 2.5.8.2: Berechnung des Druckverlustes in der Vakuumleitung

Zur Kontrolle wird der Druckverlust für die in Beispiel 2.5.8.1 ermittelte Strömungsgeschwindigkeit berechnet. w = 53,4 m/s f = 0,04

P = 10 mbar l=4m

ϱ = 0,024 kg/m3

ΣK ¼ 4  0,2 þ 2  0,2 ¼ 1,2

ΔP ¼

2.5.9

  4 0,024 þ 1,2   53,42 ¼ 68,4 Pa 0,04  0,2 2

Entlastung der Vakuumpumpen durch Kondensation

Bei der Berechnung des erforderlichen Saugvermögens zum Absaugen von dämpfebeladenen Gasströmen wurde bereits darauf hingewiesen, dass die Produktdampfmenge durch Kühlung und Kondensation verringert werden kann, weil der Produktdampfdruck exponentiell mit der Temperatur ansteigt bzw. fällt. Ein Kondensator ist die wirtschaftlichste und einfachste Vakuumpumpe! Die folgenden Beispiele 2.5.9.1 und 2.5.9.2 sollen diesen Effekt veranschaulichen. Beispiel 2.5.9.1: Kondensation von Wasserdampf zur Entlastung der Vakuumpumpe

Abzusaugender Strom: 10 kg=h Luft 32 kg=h Wasser 42 kg=h Gesamt Druck ¼ 65 mbar Temperatur ¼ 35  C Gesamtgasvolumen ¼ 836 m3 =h Durch eine Kühlung von 35 °C auf 15 °C werden 29,77 kg Wasser auskondensiert, sodass sich der abzusaugende Gasstrom von 836 auf 173 m3/h verringert.

Beispiel 2.5.9.2: Kondensation von Methanoldampf zur Reduzierung des Saugvermögens

Abzusaugender Strom: 10 kg=h Luft 200 kg=h Methanol 210 kg=h Gesamt

162

2

Betriebsmittelversorgung

Druck ¼ 65 mbar Temperatur ¼ 80  C Gesamtgasvolumen ¼ 2972 m3 =h Durch eine Kühlung auf 5 °C werden 179,68 kg Methanol auskondensiert, sodass sich das abzusaugende Gasvolumen von 2972 auf 348 m3/h reduziert. Fazit: Eine gute Vorkühlung des Gasstroms mit Dämpfekondensation entlastet die Vakuumpumpen gewaltig! Wegen der isolierenden Inertgasschicht und der Nebelbildung in indirekten Kondensatoren bevorzugt man für diese Aufgaben Direkt- oder Mischkondensatoren (Abb. 2.47). Bei der Auslegung muss auf einen geringen Druckverlust geachtet werden. Gegenstrom oder Gleichstrom im Mischkondensator? Der Feuchtegehalt der nichtkondensierbaren Inertgase ist stark abhängig von der Temperatur bzw. dem Dampfdruck des Wassers. Bei Gegenstrom mit dem kalten Wasser von oben und den heißen Brüden von unten wird das Inertgas tiefer gekühlt als bei Gleichstrom von Wasser und Brüden nach unten. Das kältere Inertgas bei Gegenstromführung enthält weniger Dampf, sodass die abzusaugende Gasmenge kleiner ist als bei Gleichstrom. In (1) wird anhand eines Beispiels verdeutlicht, dass die Gegenstromanordnung vorteilhafter ist.

2.5.10 Kombinationen von Vakuumpumpen Bei den mechanischen Pumpen nimmt das Saugvermögen und die Effizienz im Bereich niedriger Saugdrücke ab. Zur Verbesserung der Wirksamkeit und zur Reduzierung des Energiebedarfs werden daher verschiedene Vakuumpumpen hintereinander geschaltet, wenn große Volumina bei geringen Saugdrücken abzusaugen sind (Abb. 2.48). Das folgende Beispiel zeigt, welche Energieeinsparungen möglich sind. Beispiel

Erforderliches Saugvermögen: 2000 m3/h bei 5 mbar Leistungsbedarf einer Schraubenpumpe: 71 kW Leistungsbedarf bei der Hintereinanderschaltung einer Wälzkolben- und einer Drehschieberpumpe: 22 kW

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

Abb. 2.47 Direktkondensatoren zur Brüdenkondensation

163

164

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.48 Vakuumpumpenkombinationen

2.5.11 Auswahl von Vakuumpumpen Im Folgenden werden die verschiedenen Vakuumpumpen mit ihren Vor- und Nachteilen kurz beschrieben, um die Auswahl der richtigen Pumpe für die anstehende Aufgabenstellung zu erleichtern. Auf die Probleme der jeweiligen Pumpenart wird in (1) hingewiesen.

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

165

Ölgedichtete zweistufige Drehschieberpumpe

Bei der Drehschieberpumpe bewegen sich im exzentrisch angeordneten Rotor mehrere Schieber, die durch Federn und/oder Zentrifugalkraft an die Pumpenwand gedrückt werden und das angesaugte Gas-Dämpfe-Gemisch vor sich her zum ölüberlagerten Auspuffventil schieben. Das Öl dient zur Abdichtung, Schmierung und Wärmeabfuhr, entweder im Frischölbetrieb oder als Ölumlauf mit Filter und Ölkühler. Es werden Saugdrücke < 1 mbar erreicht. Probleme bei ölgeschmierten Drehschieberpumpen: Durch die Kondensation von mischbaren oder nichtmischbaren Dämpfen in der Pumpe wird die Schmierfähigkeit des Öls beeinträchtigt und der Schmiermitteldampfdruck erhöht, sodass der geforderte Saugdruck nicht erreicht wird. Flüssigkeitsringpumpen In einem teilgefüllten zylindrischen Gehäuse rotiert ein exzentrisch angeordnetes Flügelrad und beschleunigt einen Flüssigkeitsring, der als Kolben wirkt und das Volumen in den Zellen verkleinert. Die Verdichtung erfolgt fast isotherm, weil die Wärme mit der Betriebsflüssigkeit abgeführt wird. Als Betriebsflüssigkeit dient meistens Wasser im Kreislauf- oder Durchlaufbetrieb (Abb. 2.49). Eine optimale Betriebsweise stellt die Trennung von Gas und Flüssigkeit an der kältesten Stelle dar. Es können aber auch auf den Betrieb abgestimmte Medien als Ringflüssigkeit eingesetzt werden, z. B. Gasöl, Teeröl, alkalische Lösungen oder Wasser mit Glykol. Die Viskosität sollte unter 90 mPas liegen und die Betriebstemperatur unter 100 °C. Vorteile der Flüssigkeitsringpumpe: Durch ihren einfachen Aufbau ist die Pumpe sehr robust.

166

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.49 Flüssigkeitsringpumpe im Kreislauf- oder Durchlaufbetrieb

Durch direkte Kühlung und Kondensation von angesaugten Dämpfen in der Pumpe wird das Saugvermögen verbessert. Die Flüssigkeitsringpumpe ist eine Kombination von Einspritzkondensator und Verdrängerpumpe. Die Reduzierung des Volumenstroms durch Kondensation zur Entlastung der Pumpenleistung muss im Eintrittsbereich erfolgen, bevor die Förderzelle mit Ringflüssigkeit verschlossen wird. Mit einem vorgeschalteten Saugstrahler (Abb. 2.50) können Drücke von 5–10 mbar erreicht werden. Das abgesaugte Gas wird im Gasstrahler auf 50–80 mbar vorverdichtet. Da das Treibgas vom Gasstrahler zusätzlich mitverdichtet werden muss, erhöht sich der Leistungsbedarf der Flüssigkeitsringpumpe. Trockenlaufende Vakuumpumpen Trockenlaufende Vakuumpumpen haben: • keine Dicht- oder Schmiermittel im Schöpfraum • Keine Kontamination von Wertstoffen und kein verschmutztes Wasser oder Öl

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

167

Abb. 2.50 Wasserringpumpe mit Gasstrahler

Vakuum-Drehschieberpumpe (Abb. 2.51) Die trockenlaufenden Drehschieberpumpen arbeiten ähnlich den ölgeschmierten Drehschieberpumpen. In einem exzentrisch angeordneten Rotor bewegen sich mehrere Schieber, die das Gas zum Austritt transportieren. Zur Abdichtung zwischen den Zellen werden selbstschmierende Schieber aus Grafit eingesetzt. Nachteilig ist der Schieberverschleiß. Vakuum-Wälzkolbenpumpe (Abb. 2.52) Die Wälzkolbenpumpe besteht aus einem ineinandergreifenden synchronisierten Rotorpaar, welches sich gegeneinander dreht und das Gasvolumen zur Austrittsöffnung fördert. Wegen der großen Erwärmung bei isochorer Verdichtung arbeitet man mehrstufig mit geringen Kompressionsverhältnissen. Die Wärmeabfuhr erfolgt meistens luftgekühlt oder durch Zwischenkühlung zwischen den Stufen und durch Kaltgasrückführung. Vakuum-Klauenpumpe (Abb. 2.53) Polytrope Klauenpumpen sind auf einem Achsenpaar angeordnete, berührungsfrei arbeitende Klauenrotoren. Diese sind zylindrisch geformt mit einer Viertelkreis-Aussparung, gefolgt von einer Klaue. Bei der Rotation greift jede Klaue in die Aussparung des Gegenrotors.

168

2

Betriebsmittelversorgung

Abb. 2.51 Vakuum-Drehschieberpumpe (Busch Vakuumpumpe und Systeme)

Abb. 2.52 Vakuum-Wälzkolbenpumpe (Busch Vakuumpumpe und Systeme)

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

169

Abb. 2.53 Vakuum-Klauenpumpe (Busch Vakuumpumpe und Systeme)

Abb. 2.54 Vakuum-Schraubenpumpe (Busch Vakuumpumpe und Systeme)

Durch die hohen Drucksteigerungen kommt es zu starker Erwärmung. Die Wärmeabfuhr erfolgt durch eine Kühlung des Gehäuses und Kaltgaseinspeisung. Isochore Klauenpumpen verzichten auf die innere Verdichtung in der 2. Stufe. Nachteilig ist der höhere Energiebedarf bei externer Verdichtung und die größere Erwärmung.

170

2

Betriebsmittelversorgung

Vakuum-Schraubenpumpe (Abb. 2.54) Bei den Schraubenpumpen fördert ein archimedisches Schraubenpaar das Gas in axialer Richtung von der Eintritts- zur Austrittsöffnung. Mit Schraubenpumpen erreicht man einstufig Drücke < 1 mbar. Wegen der inneren Verdichtung sind Leistungsbedarf und Erwärmung geringer. Die Verdichtungswärme wird über die Gehäusekühlung abgeführt. Nachteil der trockenen Vakuumpumpen Der Hauptnachteil ist die hohe Pumpen- bzw. Gasaustrittstemperatur, weil die Verdichtungswärme nicht mit einem Betriebsmittel – Wasser oder Öl – abgeführt werden kann. Bei zündfähigen Gemischen muss sichergestellt sein, dass die zulässige Zündtemperatur nicht überschritten wird. Für explosionsfähige Gemische wird die Pumpe druckstoßfest mit Deflagrationssicherungen auf der Saug- und Druckseite ausgeführt. Grundsätzlich unterscheidet man bei Vakuumpumpen zwischen der inneren – polytropen – Verdichtung und der externen – isochoren – Verdichtung ohne Ventile mit Gaswechsel. Dampfstrahlpumpen (Abb. 2.55) Die Vakuumerzeugung mit Dampfstrahlern funktioniert folgendermaßen: In einer Strahlpumpe wird die statische Druckenergie des Treibmediums in kinetische Energie bzw. Geschwindigkeit umgesetzt und ein Unterdruck erzeugt. Die Kompressionsverhältnisse liegen < 10 pro Strahler. Für niedrige Saugdrücke benötigt man mehrstufige Strahler. Zur Entlastung der nachgeschalteten Strahlerstufen werden Treibdampf und kondensierbare Dämpfe in Zwischenkondensatoren verflüssigt. In der Praxis sind bei Saugdrücken unter 10 mbar 3–4 Strahlerstufen mit 2–3 zwischengeschalteten Kondensatoren üblich. Vorteile der Dampfstrahler: • • • • •

Einfache Bau- und Arbeitsweise Keine bewegten Teile Kleine Baugrößen für große Volumina Hohe Saugleistung bei geringen Drücken Unempfindlich gegen Produktdämpfe und Verschmutzungen

Dampfstrahler kommen bevorzugt zum Einsatz bei geringen Saugdrücken < 10 mbar, weil sie bei niedrigen Drücken besonders gut geeignet sind zum Absaugen großer Gasvolumen.

2.5

Auslegung von Vakuumanlagen

Abb. 2.55 Dampfstrahlvakuumpumpe

Nachteile der Dampfstrahler: • • • • •

Vermischung von Saug- und Treibmedium Dampfbedarf und Abwasseranfall Gegendruckabhängigkeit Große Höhe erforderlich bei barometrischer Aufstellung Vereisungsgefahr bei Saugdrücken < 6 mbar

171

172

2

Betriebsmittelversorgung

Durch die zwangsläufige Vermischung von Treibdampf und Produktdämpfen im Dampfstrahler entsteht ein kontaminiertes Abwasser. Im Falle einer Mischkondensation wird zusätzlich das Kühlwasser verunreinigt. Beim Einsatz von Oberflächenkondensatoren entfällt die Kühlwasserkontamination, aber wegen der höheren Kondensationstemperatur entsteht ein höherer Gegendruck für die erste Strahlerstufe, sodass mehr Treibdampf benötigt wird. Weitere Informationen mit vielen Berechnungsbeispielen und der empfohlenen Saugdruckregelung werden in (1) gegeben.

Anlage: Explosionsschutzberechnungen in (4) 1. Verbreiterung der Explosionsgrenzen mit zunehmender Temperatur Mit steigender Temperatur erweitert sich der Zündbereich: Die in Handbüchern tabellierten UEG-Werte gelten für 25 °C und sinken bei höheren Temperaturen ab auf niedrigere Brennstoffkonzentrationen. Die OEG steigt mit der Temperatur auf höhere Brennstoffkonzentrationen. Der Zündbereich wird also mit zunehmender Temperatur verbreitert. Nach Zabetakis (4) gilt können UEG und OEG bei höheren Temperaturen mit dem Temperaturkorrekturfaktor CT umgerechnet werden UEGt ¼ UEG25  ½1  C T  ðt  25Þ OEGt ¼ OEG25  ½1 þ C T  ðt  25Þ

2. Ermittlung der Explosionsgrenzen von Gemischen nach Le Chatelier Die untere Explosionsgrenze von Lösemittelgemischen kann nach der Regel von Le Chatelier berechnet werden. UEGGem ¼

100 v2 þ UEG 2

v1 UEG1

v1 = Konzentration von Komponente 1 (Vol.-%) v2 = Konzentration von Komponente 2 (Vol.-%) UEG1 = UEG von Komponente 1 (Vol.-%) UEG2 = UEG von Komponente 2 (Vol.-%)

Anlage: Explosionsschutzberechnungen in (4)

173

3. Berechnung der prozentualen UEG für Einzelkomponenten Mit Hilfe der Energiebilanz für das Aufheizen auf eine adiabate Flammentemperatur von 1300 °C wird der prozentuale UEG-Wert für die vorliegende Lösemittelkonzentration ermittelt. Für die Berechnung benötigt man die Konzentration B der Komponente in der Luft und den Heizwerts H des Lösemittels. Bei 100 % UEG reicht die im Gemisch enthaltene Verbrennungsenergie aus, um eine adiabate Flammentemperatur von 1300 °C zu erreichen. B  H ðkJ=kmolÞ 43007 ðkJ=kmolÞ B  H ðkJ=kgÞ  ρN % UEG ¼ 1929 ðkJ=mN 3

% UEG ¼

4. Berechnung der prozentualen UEG für Gemische Die Berechnung erfolgt mit einer Energiebilanz für das Aufheizen der Rauchgase auf eine adiabate Flammentemperatur von 1300 °C B1  H 1 ðkJ=kmolÞ þ B2  H 2 ðkJ=kmolÞ 43007 ðkJ=kmolÞ B  H 1 ðkJ=kgÞ  ρN1 þ B2  H 2 ðkJ=kgÞ  ρN2 % UEG ¼ 1 1920 % UEG ¼

5. Berechnung des Temperatureinflusses auf den prozentualen UEG-Wert Eine Temperaturerhöhung um 100 °F = 55 °C reduziert den UEG-Wert um ca. 4 %. Die Umrechnung erfolgt mit einem Temperaturkorrekturfaktor CT. % UEG ¼

B  H ðkJ=kmolÞ þ C T  ðt ð CÞ  20Þ 43007

6. Bestimmung des Mindest-N2-Gehalts zur Inertisierung UEG ¼ untere Explosionsgrenze ðVol%Þ g = Sauerstoffbedarf (kmol O2/kmol Brenngas S = Sicherheitsfaktor (meist 2) % N 2 ¼ 100 

  UEG  g S

174

2

Betriebsmittelversorgung

Beispiele: Mindeststickstoffbedarf zur Inertisierung einiger Lösemittel

Methanol:

UEG = 6,7 Vol.-%

g = 1,5

% N 2 ¼ 100 

Propan

UEG = 1,7 Vol.-%

S=2

6,7  1,5 ¼ 95 Vol %N 2 2

g=5

% N 2 ¼ 100 

S=2 1,7  5 ¼ 95,75 %N 2 2

7. Ermittlung des O2-Bedarfs g für die stöchiometrische Verbrennung von 1 kmol Brennstoff Ca Hb Oc Fd Se Nf + g O2 ! a CO2 + (b ‐ d/2)H2O + d HF + e SO2 + f NO2 g¼aþeþf þ

b  d  2c 4

8. Heizwertberechnung für die Massenzusammensetzung Aus der Brennstoffzusammensetzung des Gemisches kann der Heizwert H näherungsweise wie folgt ermittelt werden: H ¼ 4,1876  ð81,3  C þ 243  H þ 15  N þ 45,6  S  23,05  O  6  H2 OÞðkJ=kgÞ

C = Kohlenstoffmassen % H = Wasserstoffmassen % N = Stickstoffmassen % S = Schwefelmassen % O = Sauerstoffmassen %

9. Berechnung der adiabaten Flammentemperatur Die Berechnung erfolgt auf Basis einer Energiebilanz zwischen der Verbrennungswärme QV des Brennstoffs und der Rauchgasenthalpie ΣHR.

Literatur

175

Es wird ermittelt, bis zu welcher Temperatur die Rauchgase mit der verfügbaren Verbrennungswärme des Brennstoffs aufgeheizt werden können. QV ¼ Σ HR ¼ Σðn  cÞ  Δt

QV = H = Heizwert des eintretenden Brennstoffgemisches (kJ/kmol) Σ HR = Rauchgasenthalpie (kJ/kmol) n = Anzahl der kmol Rauchgas pro kmol Brennstoff Δt = Aufheizdifferenz der Rauchgase (°C) c = spezifische Wärmekapazität der Gase (kJ/kmol K) Alle diese Berechnungen werden mit Beispielen in (4) erläutert.

Literatur 1. Nitsche, M.: Wärmetausch-Fibel II. Vulkan, Essen (2013) 2. Copco, A.: Handbuch der Drucklufttechnik, Essen 3. M. Nitsche, „Wirtschaftliche Druckluftversorgung“, CAV, Heft 11/1977, S. 98–102 4. Nitsche, M.: Abluft-Fibel. Springer (2015) 5. Datenbank Chemsafe von BAM/DECHEMA/PTB 6. Nabert, K., Schön, G.: Sicherheitstechnische Kennzahlen brennbarer Gase und Dämpfe. Deutscher Eichverlag, Braunschweig (1990) 7. Brandes, E., Möller, W.: Sicherheitstechnische Kenngrößen Band 1: Brennbare Flüssigkeiten und Gase. mw, Bremerhaven 8. Steen, H.: Handbuch des Explosionsschutzes. Wiley-VCH, Weinheim (2000)

3

Rohrleitungsplanung

3.1

Druckverlustberechnungen für Flüssigkeiten (1)

Der dynamische Druckverlust beim Durchströmen von Rohrleitungen setzt sich zusammen aus ΔPR, dem Reibungsdruckverlust in der Rohrleitung, und ΔPF, dem Widerstand beim Durchströmen von Formstücken und Armaturen. Zur Berechnung des Reibungsdruckverlustes und des Druckverlustes in den Formstücken und Armaturen gelten die folgenden Gleichungen: L w2  ρ ΔPR ¼ f   ðPaÞ d 2 2 w ρ ΔPF ¼ K ges  ðPaÞ 2
 L w2  ρ ðPaÞ ΔPges ¼ ΔPR þ ΔPF ¼ f  þ K ges  d 2

d ¼ Rohrleitungsinnendurchmesser (m) f ¼ Reibungsbeiwert (Tab. 3.1) L ¼ Rohrleitungslänge (m) Kges ¼ Widerstandsbeiwerte von Formstücken und Armaturen (Tab. 3.2) w ¼ Strömungsgeschwindigkeit (m/s) ρ ¼ Dichte (kg/m3) Den Reibungsbeiwert f ermittelt man mit den Näherungsformeln in Tab. 3.1. # Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_3

177

178

3

Rohrleitungsplanung

Tab. 3.1 Näherungsformeln für Reibungsbeiwerte Laminarer Bereich < Re ¼ 2300 Glatte Rohre im turbulenten Bereich ab > Re ¼ 2300 Raue Rohre mit der Rauigkeit k ¼ 0,1 mm > Re ¼ 2300

64 Re 0,216 f¼ Re0,2 0,27 f¼ Re0,2 f¼

Tab. 3.2 Widerstandsbeiwerte K von Formstücken und Armaturen Widerstand Eintritt Austritt Rohrbogen (3d) Rohrbogen (5d) Kniestücke T-Stück-Durchgang T-Stück-Abzweig Einschweißbogenabgang Einschweißbogeneingang Kontraktion Expansion Durchgangsventile Eckventile Schrägsitzventile Flach-Schieber Oval-Schieber Schieber eingezogen Absperrklappe Kükenhahn Kükenhahn, reduziert Kugelhahn, voller Durchgang Kugelhahn eingezogen Zwischenflanschkugelhahn Rückschlagventil Rückschlagklappe Schweißnähte Schmutzfänger/Filter Blende d/D ¼ 0,6 Saugkorb und Fußventil Abscheider

K-Wert 0,5 1,0 0,25 0,18 1,2 0,4 1,0 0,6 0,5 0,5 1,0 4,5 2,2 2,0 0,18 0,22 0,6 0,24 0,34 0,7 0,06 0,6 0,02 4,0 2,0 0,03 4,0 12,0 3,0 4,0

3.1

Druckverlustberechnungen für Flüssigkeiten (1)

179

Zur Berechnung des Reibungsfaktors benötigt man die Reynoldszahl Re. Re ¼

wd wdρ ¼ ν η

ν ¼ Kinematische Viskosität (m2/s) η ¼ Dynamische Viskosität (Pas) Die Widerstandswerte K beim Durchströmen von Formstücken und Armaturen sind in Tab. 3.2 zusammengestellt für den turbulenten Bereich > Re ¼ 2300. Bei Reynoldszahlen Re < 2000 steigen die Widerstandsbeiwerte K stark an (1). Im Folgenden wird die Nutzung von Tab. 3.2 erläutert. Für eine Rohrleitung mit 6 Rohrbögen, 2 T-Stücken und 8 Ventilen ermittelt man Kges wie folgt: 6 Rohrbögen mit K ¼ 0,25

! 6  0,25 ¼ 1,5

2 T‐Stücke mit K ¼ 0,4

! 2  0,4 ¼ 0,8

8 Ventile mit K ¼ 4,5 Kges

! 8  4,5 ¼ 36 ¼ 38,3

Beispiel 3.1.1: Druckverlustberechnung für 100 m3/h in 300 m Rohrleitung DN 150

Daten: d ¼ 0,15 m

L ¼ 300 m

ρ ¼ 800 kg=m3

w ¼ 1,57 m=s ν ¼ 3  106 m2 =s

Kges ¼ 38,3 für Bögen, T-Stücke und Ventile aus Tab. 3.2 w  d 1,57  0,15 Berechnung der Reynoldszahl: Re ¼ ¼ 78:500 ¼ ν 3  106 0,216 0,216 Berechnung des Reibungsbeiwerts: f ¼ ¼ ¼ 0,022 Re 0,2 78:5000,2 Berechnung des Reibungsdruckverlustes ΔPR: L w2  ρ 300 1,572  800 ¼ 0,022   ¼ 43:482 Pa ¼ 0,434 bar ΔPR ¼ f   d 2 0,15 2 Berechnung des Druckverlustes in den Formstücken und Armaturen ΔPF: ΔPF ¼ K ges 

w2  ρ 1,572  800 ¼ 38,3  ¼ 37:762 Pa ¼ 0,378 bar 2 2

180

3

Rohrleitungsplanung

Ermittlung des Gesamtdruckverlustes ΔPges durch Reibung und Formstücke:

ΔPges

  300 1,572  800 þ 38, 3   105 ¼ 0,812 bar ¼ 0,434 þ 0,378 ¼ 0,022  0,15 2

In Abb. 3.1 wird gezeigt, dass die Reibungsbeiwerte bei höherer Rauigkeit größer sind und mit zunehmender Reynoldszahl abnehmen. Bei der Planung von Rohrleitungsanlagen benötigt man nicht einen Druckverlust für einen bestimmte Volumenstrom, sondern die in Abb. 3.2 dargestellte „Rohrleitungskennlinie“, in der der Druckverlust in Abhängigkeit vom Mengendurchsatz dargestellt ist. Diese Rohrleitungskennlinie – auch als Anlagenkennlinie bezeichnet – ist die Basis für die Auslegung von Rohrleitungen, Pumpen und Regelventilen. Die Vorgehensweise bei der Berechnung von Druckverlusten wird in dem folgenden „Berechnungsblatt für Druckverluste“ mit Beispiel gezeigt.

Abb. 3.1 Reibungsbeiwert als Funktion von Re bei unterschiedlichen Rauigkeiten

3.1

Druckverlustberechnungen für Flüssigkeiten (1)

Abb. 3.2 Rohrleitungskennlinie für die Druckverluste durch Reibung und Formstücke und für den Gesamtdruckverlust

181

2 1,8

Druckverlust (bar)

1,6 1,4 1,2 1 0,8 0,6 0,4 0,2 0 40

90

140

Mengendurchsatz (m3/h) Rohrleitung Formstücke + Armaturen Gesamtdruckverlust

Berechnungsblatt für Druckverluste Berechnungsdaten: Produktname:

Wasser

Kinematische Viskosität Rohrleitungsabmessung:

Dichte ρ ¼ 1000 kg=m3

T ¼ 293 K

ν ¼ 1 mm =s 159  4,5 di ¼ 0,15 m

Länge: 500 m

2

k ¼ 0,1 mm

Rauigkeit Mengendurchsatz

V ¼ 100 m3 =h

Strömungsgeschwindigkeit w¼

V ðm3 =hÞ 100 ¼ 1,57 m=s ¼ 2 3600  di  π=4 3600  0,152  0,785

Reynoldszahl Re Re ¼

w  di ½m 1,57  0,15 ¼ 235:800 ¼ v½m2 =s 1  106

Reibungsbeiwert f für die Rauigkeit k ¼ 0,1 mm f ¼

0,27 0,27 ¼ ¼ 0,0227 Re 0,2 235:8000,2

190

182

3

Rohrleitungsplanung

Druckverlust der Rohrleitung ΔPR L w2  ρ 500 1,572  1000 ¼ 0,0227   ¼ 93:255 Pa ¼ 0,93 bar ΔPR ¼ f   d 2 0,15 2 Widerstandsbeiwerte K von Formstücken und Armaturen Eintritt Austritt Rohrbogen (3d) Rohrbogen (5d) Kniestücke T-Stück -Durchgang T-Stück-Abzweig Einschweißbogenabgang Einschweißbogeneingang Kontraktion Expansion Durchgangsventile Eckventile Schrägsitzventile Flach-Schieber Oval-Schieber Schieber eingezogen Absperrklappe Kükenhahn Kükenhahn, reduziert Kugelhahn, voller Durchgang Kugelhahn eingezogen Zwischenflanschkugelhahn Rückschlagventil Rückschlagklappe Schweißnähte Schmutzfänger/Filter Blende d/D ¼ 0,6 Saugkorb und Fußventil Abscheider Mit Ventilen Mit Klappen Mit Kugelhähnen

Kges ¼ 38,3 Kges ¼ 4,22 Kges ¼ 2,46

K-Wert Kges ¼ Σ Anzahl  K 0,5 1 0,25 6  0,25 ¼ 1,5 0,18 1,2 0,4 2  0,4 ¼ 0,8 1,0 0,6 0,5 0,5 bezogen auf den kleinen Durchmesser 1,0 bezogen auf den kleinen Durchmesser 4,5 8  4,5 ¼ 36 2,2 2,0 0,18 0,22 0,6 0,24 8  0,24 ¼ 1,92 0,34 0,7 0,06 0,6 0,02 8  0,02 ¼ 0,16 4 2 0,03 4 12 3 4 ΔPF ¼ 0,47 bar ΔPF ¼ 0,052 bar ΔPF ¼ 0,0,03 bar

Gesamtdruckverlust durch Reibung und Formstücke: Gesamtdruckverlust für Ventile Gesamtdruckverlust für Klappen Gesamtdruckverlust für Kugelhähne

ΔpR + ΔpF ¼ 0,93 + 0,47 ¼ 1,4 bar ΔpR + ΔpF ¼ 0,93 + 0,052 ¼ 0,98 bar ΔpR + ΔpF ¼ 0,93 + 0,03 ¼ 0,96 bar

3.2

3.2

Druckverlustberechnungen für Gase und Dämpfe

183

Druckverlustberechnungen für Gase und Dämpfe

Grundsätzlich gelten für kompressible Medien die gleichen Berechnungsformeln wie für die Flüssigkeiten. Zu beachten ist zusätzlich die Volumenvergrößerung durch den Druckabfall in der Rohrleitung sowie die Volumenänderung bei Temperaturänderungen und bei hohen Geschwindigkeiten das Beschleunigungsglied. Bei größerem Druckabfall ändert sich mit der Dichte auch die kinematische Viskosität und damit die Reynoldszahl, sodass sich auch der Reibungsbeiwert ändert. Zum Vergleich sind im Folgenden die Berechnungsgleichungen für die inkompressible Strömung von Flüssigkeiten und die kompressible Strömung von Gasen und Dämpfen aufgelistet. Berechnungsgleichung (1) für den Druckverlust ΔPink bei inkompressibler Strömung: Δpink ¼


X

Kþf 

 L w2  ρ  ðPaÞ d 2

ð1Þ

Berechnungsgleichung (2) für den Druckverlust ΔPKomp bei kompressibler Strömung:   rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi
X  ρ1 L Tm 2 Δpkomp ¼ p1  1  1   w   Kþf  ðPaÞ ð2Þ d p1 T1 P1 ¼ Anfangsdruck (bar) Tm ¼ mittlere Temperatur in der Leitung (K) T1 ¼ Anfangstemperatur (K) Bei der kompressiblen Strömung ist Folgendes zu beachten: 1. Durch den Druckabfall längs der Leitung wird das Gasvolumen vergrößert. Bei isothermer Strömung, also ohne Temperaturänderung, ist daher der Druckverlust für kompressible Medien größer als für inkompressible. 2. Durch eine adiabate Expansion in der Leitung kann das Gas abgekühlt werden. Dann verringert sich das Gasvolumen und der Druckverlust wird kleiner. 3. Bei zu großem Druckabfall in der Leitung erreicht man die kritische Geschwindigkeit (Schallgeschwindigkeit), die den maximalen Volumenstrom limitiert. 4. Wegen der Ausdehnung bei fallendem statischen Druck muss bei größeren Strömungsgeschwindigkeiten ein Beschleunigungsglied berücksichtigt werden. Das gilt für Geschwindigkeiten über 30 m/s. Für die praktische Rechnung empfiehlt sich folgende Vorgehensweise bei der Berechnung des Druckverlustes kompressibler Gase oder Dämpfe: 1. Berechnung des Druckverlustes Δpi für inkompressible Medien nach Gl. (1). 2. Einsetzen des inkompressiblen Druckverlustes Δpi in folgende Gleichung (3):

184

3

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi  Δp T Δpkomp ¼ p1  1  1  2  ink  m ðPaÞ p1 T1

Tm ¼

Rohrleitungsplanung

T1 þ T2 ðK Þ 2

ð3Þ

Bei isothermer Strömung ist das Temperaturkorrekturglied Tm/T1 ¼ 1. Beispiel 3.2.1 Druckverlustberechnung für isotherme Gasströmung in DN 150

Zu berechnen ist der Druckverlust einer Heizgasleitung bei isothermer Strömung (Tm ¼ T1). Durchsatz ¼ 3363 kg/h t ¼ 46  C p1 ¼ 3 bar L ¼ 245 m ΣK ¼ 20 0,3 f ¼ Re 0,2

M ¼ 21,2 η ¼ 11,18  106 Pa s Rauigkeit k ¼ 0,2 mm

DN 150 (di ¼ 0,1571 m)

w ¼ 20 m/s

Δpink

ρG ¼ 2,4 kg/m3

Re ¼ 677.422

f ¼ 0,02

  245 2,4  202 þ 20   105 ¼ 0,245 bar ¼ 0,02  0,1571 2 Δpkomp ¼ 3 

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi! 2  0,245 ¼ 0,256 bar 1 1 3

sffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi  # 2,4 0,02  245 2 þ 20 ¼ 0,256 bar ¼3 1 1  20  0,1571 3  105

ðGl:1Þ

ðGl:3Þ

"

Δpkomp

ðGl:2Þ

Kontrollberechnung für den Druckverlust in Gasleitungen: p1 2  p2 2 ¼ 2  p1 p1 2  p2 2 ¼ 2  p1



  L X w1 2  ρ1 T m K   f þ d 2 T1

 245 202  2,4 þ 20   1 ¼ 24:571 0,02  0,157 2

p1 2  p2 2 ¼ 2  p1  24:571 ¼ 1,472  1010



2 p2 ¼ p1 2  p1 2  p2 2 ¼ 3  105  1, 472  1010 ¼ 7,52  1010 pffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi p2 ¼ 7,52  1010 ¼ 274400 Pa ¼ 2,744 bar ΔPkomp ¼ p1  p2 ¼ 3  2,744 ¼ 0,256 bar

Durch den Druckabfall in der Gasleitung kommt es zu einer adiabaten Abkühlung.

3.2

Druckverlustberechnungen für Gase und Dämpfe

185

Die Temperatur T2 nach der Entspannung berechnet man folgendermaßen: T2 ¼ T1 

 κ1 p2 κ p1

к ¼ Adiabatenexponent Beispiel 3.2.2: Druckverlustberechnung für nichtisotherme Gasströmung in einer Druckluftleitung mit Abkühlung durch Entspannung

3000 kg/h L ¼ 1000 m ρ1 ¼ 4,66 kg/m3

di ¼ 102 mm Kges ¼ 169,74 w1 ¼ 21,8 m/s

t1 ¼ 100  C

p1 ¼ 5 bar

Druckverlustberechnung für inkompressible Strömung:
 2 L X w ρ 4,66 ΔPink ¼ f  þ K  ¼ 169,74  21,82  ¼ 187:955Pa ¼ 1,879bar di 2 2 Druckverlustberechnung für isotherme kompressible Strömung Δpkomp ¼ 5 

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi! 1,879  1 ¼ 2,5 bar 1 12 5

Kompressibler Druckverlust unter Berücksichtigung der Abkühlung durch adiabate Entspannung beim Druckabfall von 5 auf 2,5 bar:  0,286  κ1 p2 κ 2,5 T2 ¼ T1  ¼ 373  ¼ 306 K 5 p1 373 þ 306 ¼ 339,5 K Tm ¼ 2 rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi! 1,879 339,5 Δpkomp ¼ 5  1  1  2   ¼ 2,19 bar 5 373 Neue Berechnung der Abkühlung bei einem Druckabfall von P1 ¼ 5 bar auf P2 ¼ 2,8 bar.

T 2 ¼ 373 




Δpkomp ¼ 5 

2,8 5

0,286

¼ 316 K T m ¼ 344,5 K rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi! 1,879 344,5  ¼ 2,23 bar 1 12 5 373

In Abb. 3.3 sind die nach unterschiedlichen Modellen berechneten Rohrleitungskennlinien für Druckluft dargestellt.

186

3

Rohrleitungsplanung

Abb. 3.3 Inkompressibel, kompressibel isotherm und mit adiabater Abkühlung berechnete Rohrleitungskennlinien von Druckluft

Am niedrigsten ist der inkompressibel berechnete Druckverlust. Am höchsten ist der kompressibel berechnete Druckverlust bei isothermen Bedingungen. Dazwischen liegt die Kennlinie für den kompressibel berechneten Druckverlust unter Berücksichtigung der adiabaten Druckluftabkühlung bei Entspannung. Bei geringen Druckverlusten unter 10 % vom Anfangsdruck sind die Differenzen sehr gering.

3.3

Ermittlung der Rohrleitungskapazität

3.3

187

Ermittlung der Rohrleitungskapazität

Es wird berechnet, welche Flüssigkeits- bzw. Gasmenge durch eine Armatur oder eine Rohrleitung mit dem Widerstandsbeiwert K bei einem vorgegebenen Druckgefälle Δp strömen kann. Es wird die Durchsatzleistung bzw. Rohrleitungskapazität einer Rohrleitung ermittelt.

3.3.1

Für Flüssigkeiten rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi ΔP  ρ ðkg=hÞ G ¼ 3996,6  d  K ges 2

G ¼ Flüssigkeitsdurchsatz (kg/h) ΔP ¼ Druckverlust (Pa) Kges ¼ Widerstandsbeiwert für Reibung und Formstücke d ¼ Durchmesser (m) ρ ¼ Dichte (kg/m3) Beispiel 3.3.1.1: Kontrolle der Druckverlustberechnung in Beispiel 3.1.1

Daten:

V ¼ 100 m3/h f ¼ 0,022

d ¼ 0,15 m ρ ¼ 800 kg/m3

K ges ¼ K Formst þ

L ¼300 m

Kformst ¼ 38,3 ΔP ¼ 0,812 bar

f L 0,022  300 ¼ 38,3 þ ¼ 82,3 d 0,15

sffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 0,812  105  800 G ¼ 3996,6  0,15  ¼ 79890,7 kg=h 82,3 2

V¼

3.3.2

79890,7 ¼ 99,9 m3 =h 800

Für kompressible Medien (Gase) vffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi  ffi u 2p 2 ϱ p u 1 1 2 ½kg=h G ¼ 2826  d2  t p  p1 k þ 2  ln 1 p2

188

3

Rohrleitungsplanung

G ¼ Durchflussmenge (kg/h) p1 ¼ Eintrittsdruck (Pa) K ¼ Kges ¼ Widerstandsbeiwert für Reibung und Formstücke d ¼ Durchmesser (m) p2 ¼ Austrittsdruck (Pa) Beispiel 3.3.2.1: Kontrollrechnung für die Druckverlustberechnung in Beispiel 3.2.1

Daten:

V ¼ 1396,7 m3/h P1 ¼ 3 bar

d ¼ 0,1572 m ΔP ¼ 0,256 bar

Kges ¼ 51,19 ρ ¼ 2,4 kg/m3 P2 ¼ 3  0,256 ¼ 2,744 bar

vffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi  2  u 2,4 3  2,7442 u G ¼ 2826  0,1572  t   105 ¼ 3342 kg=h 3 3 51,19 þ 2  ln 2,744 V¼

3.4

G 3342 ¼ ¼ 1392,5 m3 =h ρ 2,4

w¼

1392,5 ¼ 20 m=s 3600  0,15722  0,785

Kavitationsgefahr durch Absenken des statischen Druckes

Der Gesamtdruck in einer Rohrleitung setzt sich zusammen aus dem Höhendruck PH, dem statischen Druck Pstat und dem dynamischen Druck Pdyn durch die Strömung. Es gilt die Bernoulli-Gleichung: Der Gesamtdruck als Summe aus statischem und dynamischen Druck bleibt konstant. Wenn der dynamische Druck zunimmt, fällt der statische Druck. Pges ¼ PH þ Pstat þ Pdyn ¼ h  g  ρ þ Pstat þ

w2  ρ ðPaÞ 2

ð6Þ

h ¼ Flüssigkeitshöhe (m FS) w ¼ Strömungsgeschwindigkeit (m/s) g ¼ Erdbeschleunigung ¼ 9,81 m/s2 ρ ¼ Flüssigkeitsdichte (kg/m3)

3.4.1

Berechnung der Absenkung des statischen Drucks

Da der Gesamtdruck konstant bleibt, nimmt der statische Druck in der Rohrleitung mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit ab, weil der dynamische Druck mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit größer wird.

3.4

Kavitationsgefahr durch Absenken des statischen Druckes

189

Für 2 Punkte in der Rohrleitung mit unterschiedlicher Strömungsgeschwindigkeit gilt folgende Beziehung: P1 þ h1  ρ  g þ

w1 2  ρ w 2ρ ¼ P2 þ h2  ρ  g þ 2 2 2

P1 + P2: Statischer Druck (Pa) w1 + w2: Strömungsgeschwindigkeit (m/s) h1 + h2: Flüssigkeitshöhe (m) ρ1 + ρ2: Flüssigkeitsdichte (kg/m3) Für eine horizontale Rohrleitung mit h1 ¼ h2 vereinfacht sich die Formel: P1 þ

w1 2  ρ w 2ρ ¼ P2 þ 2 2 2

Daraus ergibt sich der Abfall des statischen Drucks ΔPstat bei höherer Strömungsgeschwindigkeit in einer Engstelle (siehe Abb. 3.4):

ρ ΔPstat ¼ P1  P2 ¼ w2 2  w1 2  ðPaÞ 2

Durch die höhere Strömungsgeschwindigkeit in einer Verengung wird der statische Druck abgesenkt auf P2stat. P2stat ¼ P1stat  ΔPstat ðPaÞ Wenn der statische Druck in der Leitung auf bei hoher Strömungsgeschwindigkeit auf den Dampfdruck der Flüssigkeit abgesenkt wird, kommt es zur Verdampfung und Kavitation.

W2

W1

W1

W2

Abb. 3.4 Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit in Verengungen

190

3

Rohrleitungsplanung

Besonders gefährdet sind Verengungen in Blenden, Regelventilen und Pumpeneinläufen mit großem Anstieg der Strömungsgeschwindigkeit: siehe Abb. 3.4 mit w2 >> w1 Beispiel 3.4.1.1: Berechnung der Absenkung des statischen Drucks bei höherer Strömungsgeschwindigkeit

w1 ¼ 1 m/s

w2 ¼ 8 m/s

ρ ¼ 800 kg/m3

Pges ¼ 1 bar



ΔPstat ΔPstat

82  12  800 ¼ 25:200 Pa ¼ 2 82  12 ¼ 3,21 m FS ¼ 2  9,81

Berechnung des statischen Drucks Pstat1 bei 1 m/s Strömungsgeschwindigkeit: Pstat1 ¼ Pges 

w1 2  ρ 12  800 ¼ 1  105  ¼ 99:600 Pa 2 2

Berechnung des statischen Drucks Pstat2 bei 8 m/s Strömungsgeschwindigkeit: Pstat2 ¼ Pstat1  ΔPstat ¼ 99:600  25:200 ¼ 74:400 Pa w 2ρ 82  800 Pstat2 ¼ Pges  2 ¼ 1  105  ¼ 74:400 Pa 2 2 Wenn der statische Duck in der Leitung absinkt auf den Dampfdruck der Flüssigkeit, kommt es zur Verdampfung der Flüssigkeit mit anschließender Implosion. Die Dämpfe beeinträchtigen die Funktion von Pumpen, Blenden und Regelventilen. Die Auswirkungen auf die Auslegung werden in Kap. 4 „Pumpen“ und Kap. 5 „Regelventile“ behandelt.

3.4.2

Zulässige Strömungsgeschwindigkeit zur Vermeidung von Kavitation

In Abschn. 3.4.1 wurde darauf hingewiesen, dass es bei höheren Strömungsgeschwindigkeiten durch die Absenkung des statischen Drucks zur Verdampfung und Kavitation kommt. Es stellt sich somit die Frage, welche Strömungsgeschwindigkeit in Blenden, Regelventilen, Reduzierungen und Pumpeneinläufen zulässig ist, wenn man Kavitation vermeiden möchte. Für eine horizontale Leitung mit h1 ¼ h2 ermittelt man die zulässige Strömungsgeschwindigkeit zur Vermeidung von Verdampfung in der Leitung wie folgt:

3.4

Kavitationsgefahr durch Absenken des statischen Druckes

wzul

191

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 2  ðPstat1  PD Þ ðm=sÞ ¼ 0,7  ρ

PD ¼ Dampfdruck der Flüssigkeit (Pa) Pstat1 ¼ Statischer Druck in der Rohrleitung (Pa) ρ ¼ Dichte (kg/m3) Der Faktor 0,7 ist ein Sicherheitsfaktor, um eine zu enge Annäherung an den Dampfdruck der Flüssigkeit zu vermeiden. Beispiel 3.4.2.1: Berechnung der zulässigen Strömungsgeschwindigkeit

Pstat1 ¼ 1 bar ¼ 100.000 Pa

wzul

ρ ¼ 800 kg/m3

PD ¼ 10.000 Pa

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 2  ð100:000  10:000Þ ¼ 10,5 m=s ¼ 0,7  800

Die Strömungsgeschwindigkeit darf maximal 10,5 m/s betragen, wenn eine Verdampfung mit Sicherheit vermieden werden soll.

Kontrolle: Pstat2 ¼ Pstat1  Pdyn ¼ 100:000 

10,52  800 ¼ 55:900 Pa > PD 2

¼ 10:000 Pa Der statische Druck Pstat2 in der Engstelle ist deutlich größer als der Dampfdruck PD. Keine Kavitationsgefahr! Bei der Ermittlung des statischen Drucks Pstat1 muss der Druckverlust in der Verengung bzw. Blende berücksichtigt werden. Pstat1 ¼ Pstatein  ΔPV ðPaÞ

Pstatein ¼ Statischer Druck vor der Verengung (Pa) ΔPV ¼ Druckverlust in der Verengung Beispiel 3.4.2.2 Berechnung der zulässigen Strömungsgeschwindigkeit unter Berücksichtigung des Druckverlustes ΔPV in der Verengung

Pstatein ¼ 1 bar

PD ¼ 0,1 bar

ΔPV ¼ 0,5 bar

ρ ¼ 800 kg/m3

192

3

wzul

Rohrleitungsplanung

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 2  ðPstat1  ΔPV  PD Þ 2  ð1  0,5  0,1Þ  105 ¼ 0,7  ¼ 0,7  ¼ 7 m=s ρ 800

Unter Berücksichtigung des Druckverlustes in der Engstelle verringert sich die zulässige Strömungsgeschwindigkeit von 10,5 m/s in Beispiel 3.4.2.1 auf 7 m/s in Beispiel 3.4.2.2. Zur Kontrolle wird der statische Druck Pstat2 in der Verengung berechnet: Pstat2 ¼ P:statein  ΔPV  Pdyn ¼ 1  0,5 

72  800 ¼ 0,3 bar > PD ¼ 0,1 bar 2  105

Der statische Druck Pstat2 in der Engstelle ist höher als der Dampfdruck. Keine Kavitation!

3.5

Leistungsbedarf von Pumpen, Gebläsen und Verdichtern

Wenn die Druckverluste der Rohrleitungen ermittelt sind, kann der Leistungsbedarf von Pumpen, Gebläsen und Verdichtern bestimmt werden.

3.5.1

Leistungsbedarf N von Pumpen N¼

V Hρg ðW Þ η

H ¼ Förderhöhendifferenz zwischen Saug- und Druckseite (mFS) g ¼ Erdbeschleunigung ¼ 9,81 m/s2 V ¼ Fördermenge (m3/s) ρ ¼ Dichte der Flüssigkeit (kg/m3) η ¼ Wirkungsgrad von Pumpe und Motor Beispiel 3.5.1.1: Ermittlung des Leistungsbedarfs einer Pumpe

V ¼ 20 m3/h ¼ 0,00555 m3/s N¼

3.5.2

H ¼ 30 mFS

ρ ¼ 750 kg/m3

η ¼ 50 %

0,00555  750  30  9,81 ¼ 2452 W ¼ 2,5 kW 0,5

Leistungsbedarf von Gebläsen

N¼

V  ΔP ðkW Þ 10,2  η

V ¼ Fördermenge (m3/s) ΔP ¼ Förderhöhendifferenz (mbar) η ¼ Wirkungsgrad von Gebläse und Motor

3.5

Leistungsbedarf von Pumpen, Gebläsen und Verdichtern

193

Beispiel 3.5.2.1 Berechnung des Leistungsbedarfs eines Gebläses

V ¼ 6000 m3/h ¼ 1,667 m3/s

ΔP ¼ 30 mbar

N¼

3.5.3

η ¼ 50 % ¼ 0,5

1,667  30 ¼ 9,8 kW 10,2  0,5

Leistungsbedarf von Verdichtern

3.5.3.1 Bei isothermer Verdichtung N¼

1 P T P  P1  V  ln 2 ¼ 0,00231  1  V  ρ  ln 2 ðkW Þ 36 P1 M P1

V ¼ Fördermenge beim Eintritt (m3/h) P1 ¼ Eintrittsdruck (bar) P2 ¼ Austrittsdruck (bar) T1 ¼ Eintrittstemperatur (K) M ¼ Molgewicht (kg/kmol) ρ ¼ Eintrittsdichte (kg/m3) Beispiel 3.5.3.1.1: Berechnung des Leistungsbedarfs bei isothermer Verdichtung

V ¼ 600 m3/h M ¼ 29 (Luft)

P1 ¼1,013 bar

P2 ¼ 5 bar

T ¼ 293 K

ρ ¼ 1,2 kg/m3

1 5  1,013  600  ln ¼ 26,9 kW 36 1,013 293 5  600  1,2  ln ¼ 26,9 kW N ¼ 0,00231  29 1,013 N¼

3.5.3.2 Bei adiabater Verdichtung " κ1 # P2 κ  1 ðkW Þ P1 " κ1 # T1 κ P2 κ N ¼ 0,00231   V  ρ    1 ðkW Þ κ1 M P1 1 κ  P1  V   N¼ 36 κ1

κ ¼ Adiabatenexponent des Gases Abb. 3.5 zeigt den unterschiedlichen Energiebedarf bei isothermer und adiabater Verdichtung

194

3

Rohrleitungsplanung

Abb. 3.5 Energiebedarf für die Gaskompression

Beispiel 3.5.3.2.1: Berechnung des Leistungsbedarfs bei adiabater Verdichtung von Luft

V ¼ 600 m3/h M ¼ 29 κ ¼ 1,4

P1 ¼ 1,013 bar

P2 ¼ 5 bar

T ¼ 293 K

ρ ¼ 1,2 kg/m3

# 1,41 1,4 5  1 ¼ 34,1 kW 1,013 " # 1,41 1,4 293 1,4 5  600  1,2    1 ¼ 34,1 kW N ¼ 0,00231  29 0,4 1,013

1 1,4  1,013  600   N¼ 36 1,4  1

3.6

"

Armaturen

In den Abb. 3.6 und 3.7 sind die Prinzipbilder der verschiedenen Armaturen dargestellt. Bei der Auswahl der richtigen Absperrarmatur sind folgende Kriterien zu beachten:

3.6

Armaturen

Abb. 3.6 Armaturenübersicht 1

195

196

Abb. 3.7 Armaturenübersicht 2

3

Rohrleitungsplanung

3.6

Armaturen

197

1. Aufgabenstellung: Öffnen und Schließen oder Drosseln. Für die reine Auf-/Zu-Funktion sind Klappen und Kugelhähne und Schieber gut geeignet, zum Drosseln sollte man Ventile einsetzen oder Klappen. 2. Werkstoff und Festigkeit. Der Werkstoff muss für das jeweilige Produkt geeignet sein: keine Korrosion. Bei der Auslegung müssen die auftretenden Betriebsdrücke und -temperaturen berücksichtigt werden. Das ist besonders wichtig bei Armaturen mit Elastomerabdichtungen, weil bei höheren Temperaturen die zulässige Druckbelastung abnimmt 3. Gute Dichtigkeit im Abschluss. Ein absolut dichter Abschluss ist mit metallischer Abdichtung sehr schwer zu erreichen. Mithilfe von Weichstoffdichtungen – PTFE, Viton, Silikon etc. – kann problemlos ein dichter Abschluss erreicht werden. 4. Gute Dichtigkeit nach außen, um Emissionen zu vermeiden (TA Luft). In Armaturen mit TA-Luft-Zertifikat erfolgt die Abdichtung mit Faltenbalg oder geprüften Stopfbuchsen, die möglichst federbelastet sein sollten. 5. Geringer Druckverlust in den Auf-/Zu-Armaturen, insbesondere auf der Saugseite von Pumpen, um Kavitation zu vermeiden. Keine Ventile! 6. Möglichst freier Durchgang ohne Verstopfungsgefahr durch Verschmutzung oder erstarrende Produkte. 7. Geringe Baulängen und Gewichte erreicht man mit Zwischenflanscharmaturen in kurzer Baulänge. 8. Automatisierung mit pneumatischen, elektrischen oder hydraulischen Antrieben. Dabei ist insbesondere die Schließ-/Öffnungszeit von Interesse. Die sehr häufig bis zu Temperaturen von 200  C eingesetzten weichgedichteten Kugelhähne und Absperrklappen haben folgende Vorteile: • Hervorragende Dichtigkeit im Abschluss, auch im Vakuum und nach langer Betriebszeit • Geringe Druckverluste: energiesparend, geringe Kavitationsgefahr • Einfache Automatisierung wegen der 90 -Drehung • Geringe Verstopfungsgefahr, insbesondere in Kugelhähnen • Geringe Drehmomente, insbesondere für Klappen Zu beachten bei Klappen und Kugelhähnen: Durch eine falsche Montage beim Einbau können die Weichstoffdichtungen beschädigt oder verformt werden, so dass die Armatur von vornherein undicht ist. In Kugelhähnen mit guten Dichtungen kann es in dem abgesperrten Totvolumen der Kugel bei Erwärmung durch die Flüssigkeitsausdehnung zu einem hohen Druckaufbau kommen, und die Kugel wird zur Ellipse verformt. Abhilfe: PTFE-Ringe mit Nuten und Kugel mit Entlastungsbohrung ausführen.

198

3

Rohrleitungsplanung

Hohe Thermospannungen mit entsprechenden Rohrleitungskräften oder Druckstöße können die Weichstoffdichtungen verformen.

3.6.1

Armaturenauswahl

In der Praxis haben sich folgende Armaturen bewährt: Chemieanlagen: Kugelhähne bis DN 100, in Sonderfällen bis DN 250, und Absperrklappen bis PN 16 und 200  C sowie Ventile Tankläger und Verladung: Schieber und Absperrklappen, auch firesafe, und bei der Verladung Kugelhähne Kühlwasser: Kugelhähne, Klappen, Ventile Wärmeträgeranlagen: Schieber, Ventile, doppelexzentrische Hochleistungsklappen mit größerer Leckrate oder TRIEX-Klappen mit Lamellendichtung Heizdampfkessel: Ventile und Schieber Kraftwerke: Hochdruckventile und -schieber, über PN 160 mit selbstdichtendem Deckel bis max. 550  C Spezialkugelhähne für hohe Drücke und Temperaturen: metallisch dichtend Spezialklappen für hohe Drücke und Temperaturen: Doppelexzentrische Hochleistungsklappen bis 550  C: Nachteile: Hohe Leckrate und höherer Widerstandsbeiwert (K ¼ .0,6) Dreifach exzentrische TRIEX-Klappe bis 800  C: Nachteil: Höherer Druckverlust wegen des höheren Widerstandsbeiwertes (K ¼ 1) Normen für die verschiedenen Armaturen: DIN 3352: Schieber DIN 3354: Klappen EN 593 DIN 3356: Ventile EN 13709 DIN 3357: Kugelhähne EN 1983 Pas 1085 Lieferbedingungen für Armaturen, Stellgeräte und PLT-Feldgeräte Prüfungen an Armaturen nach EN 12266/1 und 2: P10 Gehäusefestigkeit P11 Dichtheitsprüfung P12 Sitzdichtheit

P20 Abschlussfestigkeit P21 Rückdichtung F20 Funktionsfähigkeit

F21/22 Antistatiknachweis F23 Feuersicherheit F24 Strömungswiderstand

3.6

Armaturen

199

Nachweis der Güteeigenschaften: DIN 3230, Teil 5 für brennbare Gase und DIN 3230, Teil 6 für brennbare Flüssigkeiten Prüfungsnachweis: Abnahmeprüfzeugnis 3.1 oder 3.2 nach EN 10204 Folgende Vorschriften sind beim Einsatz von Armaturen zu beachten: Druckgeräterichtlinie mit Modul für die Konformitätsprüfung ATEX 95 für den Explosionsschutz, auch gegen statische Aufladung TA Luft im Hinblick auf Emissionen und WHG bei wassergefährdenden Medien Eventuell SIL-Klassifizierung für funktionale Sicherheit: IEC 61511 und IEC 61508

3.6.2

Automatisierung von Armaturen

Im Zuge der fortschreitenden Automatisierung von Anlagen werden zunehmend Armaturen mit Antrieben eingesetzt, die von einem Steuerungsprogramm automatisch geöffnet und geschlossen werden, z. B. beim Dosieren verschiedener Komponenten in einen Reaktor oder zum Umschalten von Zwillingsanlagen. Es gibt pneumatische Antriebe mit Schließzeiten von ca. 0,5–2 sec, elektrische Antriebe mit langsamen Schließzeiten (20 sec) für Schieber und Ventile und hydraulische Antriebe für große Stellkräfte und mit extrem kurzen Schließzeiten (0,1 sec) als Sicherheitsorgan. Am verbreitetsten sind die pneumatischen Antriebe für Kugelhähne und Klappen. In Abb. 3.8 ist eine Absperrklappe mit pneumatischem Antrieb mit Zubehör abgebildet. Das Namur-Magnetventil für die Druckluft wird seitlich an den Antrieb angeschraubt, und der Schutzkasten mit dem Näherungsinitiator wird oben auf dem Antrieb befestigt. Von der Programmsteuerung werden die Armaturen geöffnet oder geschlossen und der Näherungsinitiator im Schutzkasten meldet die Stellung der Armatur an das Programm. Wichtigstes Kriterium für die Antriebsauswahl: Das Drehmoment des Antriebs bei dem gegebenen Druckluftdruck muss größer sein als das erforderliche Drehmoment der Armatur. In Abb. 3.9 ist das erforderliche Drehmoment einer Klappe und das verfügbare Drehmoment eines pneumatischen Antriebs dargestellt. Der Antrieb ist federkraftschließend: Die Klappe wird mit Druckluft geöffnet und mit Federkraft geschlossen. Es muss sichergestellt sein, dass in den Endstellungen „Öffnen“ und „Schließen“ das Drehmoment des Antriebs größer ist als das erforderliche Drehmoment der Klappe. Bei der Spezifikation eines pneumatischen Antriebs sind folgende Punkte zu beachten: Das Drehmoment des Antriebs muss bei dem gegebenen Steuerluftdruck größer sein als das erforderliche Drehmoment der Armatur.

200

3

Rohrleitungsplanung

Abb. 3.8 Absperrklappe mit pneumatischem Antrieb und Magnetventil

Das Antriebsdrehmoment hängt stark ab vom Steuerluftdruck. Normal ist die Auslegung für 6 bar Druckluft. Wird ein doppeltwirkender Antrieb mit beiderseitiger Druckluftbeaufschlagung oder ein einfach wirkender Antrieb mit Federrückstellung als Sicherheitsschaltung benötigt? Soll eine Hubbegrenzung zur Stellwegverkürzung vorgesehen werden, damit die Armatur nicht ganz schließt oder öffnet? Ist eine bestimmte Stellzeit gefordert? Sind mehrere Öffnungsstellungen für einen Mehrwegekugelhahn gefordert? Ist eine größere Verlängerung der Montagebrücke und Kupplung bei Kugelhähnen erforderlich, z. B. für die Armaturenmontage an einem Blockflansch unter dem Klöpperboden? Soll der Antrieb parallel oder quer zur Armatur aufgebaut werden? Der planende Ingenieur benötigt zur Erstellung von Rohrplänen die in Abb. 3.10 abgebildete Maßzeichnung der kompletten Einheit Armatur plus Antrieb.

3.6

Armaturen

Abb. 3.9 Drehmomentenverlauf von Klappe und Antrieb

201

202

3 144

360

80

120

102

80

447

155

55

55

30

Rohrleitungsplanung

180

135

220

Abb. 3.10 Maßzeichnung Klappe mit pneumatischem Antrieb

3.6.3

Rückschlagklappen und Rückschlagventile

Wofür benötigt man diese Armaturen? 1. 2. 3. 4. 5.

Sicherung der Fließrichtung Verhinderung der Rückströmung aus Leitungen und Behältern mit höherem Druck Pumpenschutz vor Rückströmung und rücklaufenden Druckstoßwellen Belüftungssicherung von Vakuumanlagen Vermeidung des Leerlaufens im Stillstand, z. B. als Fußventil in einer Saugleitung

3.6

6. 7. 8. 9.

Armaturen

203

Schutz der Reservepumpe bei Parallelbetrieb Vermeidung von Thermozirkulationen Belüftung von Rohrleitungen (Vakuumbrecher) Flüssigkeitshaltung in selbstansaugenden Pumpen

Was ist bei der Auswahl zu beachten? • • • • •

Druckverlust und Mindestöffnungsdruck Minimale und maximale Geschwindigkeiten im Sitz Einbau vertikal oder horizontal Strömungsrichtung Gewicht und Platzbedarf

Rückschlagklappen: Für verschmutzte Medien, niedrige Öffnungsdrücke und geringen Druckverlust Rückschlagventile: Für höhere Drücke und Druckverluste, pulsierende Strömung und beliebigen Einbau

3.6.4

Sicherheitsventile

In Abb. 3.11 ist ein Sicherheitsventil dargestellt. Wo benötigt man Sicherheitsventile? • • • • •

Für das Durchgehen von exothermen Reaktionen (5 %) Für das Versagen von Temperaturregelungen (45 %) Für das Fördern von Flüssigkeiten in geschlossene Systeme (22 %) Für das Versagen von Gasdruckregelungen (23 %) Für Leckagen durch Rohrbruch, Druckstoß, Thermospannung (5 %)

Praktische Beispiele: • • • •

Ausfall von Kühlwasser an Kolonnen und Reaktoren Überhöhte Heizleistung durch ungeregelte Dampfzufuhr Thermische Expansion abgesperrter Flüssigkeiten Externes Feuer unter Behältern

Was ist bei der Auslegung von Sicherheitsventilen zu berücksichtigen? • Funktionscharakteristik des Sicherheitsventils (siehe Abb. 3.12) • Geringer Druckverlust in der Zuleitung zum Ventil: max. 3 % • Max. 10 % Druckverlust in der Abblase- oder Blowdown-Leitung

204

3

Rohrleitungsplanung

Abb. 3.11 Sicherheitsventil

• Stutzenbelastung beim schlagartigen Ausströmen • „Schlagen“ oder „Flattern“ durch schlagartiges Öffnen und Schließen des Ventils, z. B. durch hohen Gegendruck oder im Teillastbereich

3.6.5

Sonstige Armaturen

Berstscheiben: Typ B: zugbelastet, vorgewölbt Typ P: zugbelastet, zusammengesetzt Grafitberstscheiben für niedrige Drücke Umkehrberstscheiben mit Druckspannung und Vorkerbung Kondensatableiter: Schwimmer-Ableiter

3.6

Armaturen

Abb. 3.12 Funktionscharakteristiken von Sicherheitsventilen

Glocken-Ableiter Bimetall-Ableiter Thermodynamische Ableiter Thermische Ableiter Überström- bzw. Druckhalteventile Entlüfter und Vakuumbrecher Atmungsventile für Behälter und Tanks Druckregler mit Feindruckregler zur Inertisierung Ex-Schutz-Armaturen

205

206

3

Rohrleitungsplanung

Flammendurchschlagsicherung zum Schutz von Tanks Detonationssicherung zum Stoppen von Detonationen Deflagrationssicherung zum Stoppen von Explosionen

3.7

Wärmeverluste und Produktabkühlungen in Rohrleitungen

3.7.1

Berechnung der Wärmeverluste

QVL ¼

1 2λ

π  ðt i  t a Þ h W i 1 m Rohr  ln da d þ α2 da

Beispiel 3.7.1.1: Wärmeverlustberechnung für eine Rohrleitung (W/m Rohr)

d ¼ 0,3 m ti ¼ 170  C

da ¼ 0,5 m ta ¼ 0  C

QVL ¼

s ¼ 100 mm λ ¼ 0,075 W/mK α2 ¼ 18 W/m2K π  ð170  0Þ ¼ 151,8 W=m Rohr 1  ln 0,5 0,3 þ 180,5

1 20,075

Zur schnellen Bestimmung der Wärmeverluste ist Tab. 3.3 beigefügt. Berechnungsbasis für Qc und Δta: in Tab. 3.3 α2 ¼ 10 (W/m2 K) λ ¼ 0,075 (W/m K) QC ¼ Wärmeverlust pro m Rohr (W/m) bei Δt ¼ ti – ta ¼ 100 K Δt2 ¼ Übertemperatur auf der Isolieraußenfläche (K) ¼ to – ta bei Δt ¼ 100 K to ¼ Oberflächentemperatur der Isolierabdeckung ( C) Praktische Wärmeverlustberechnung mit dem k-Wert QC ¼ k  Fm  Δt ðW=m RohrÞ Berechnung der Wärmedurchgangszahl k

1 1 1 d ¼ þ d  a k α2 2  λ a d

Berechnung der Oberfläche

Fm ¼ π  da m2 =m

Isolierdicke (mm) DN 15 da di ¼ 21,3 kR Fm Qc Δta da DN 25 di ¼ 33,7 kR Fm Qc Δta da DN 40 di ¼ 48,3 kR Fm Qc Δta da DN 50 di ¼ 60,3 kR Fm Qc Δta da DN 65 di ¼ 76,l kR Fm Qc Δta

20 61,3 1,88 0,19 36,2 18,8 73,7 2,06 0,23 47,8 20,6 88,3 2,20 0,28 60,9 22,0 100,3 2,27 0,32 71,6 22,7 116,1 2,34 0,36 85,4 23,4

30 81,3 1,21 0,26 30,9 12,1 93,7 1,35 0,29 39,8 13,5 108,3 1,46 0,34 49,8 14,6 120,3 1,53 0,38 57,8 15,3 136,1 1,59 0,43 68,1 15,9

Tab. 3.3 Wärmeverluste isolierter Rohrleitungen 40 101,3 0,87 0,32 27,6 8,7 113,7 0,98 0,36 35,0 9,8 128,3 1,07 0,40 43,1 10,7 140,3 1,12 0,44 49,5 11,2 156,1 1,18 0,49 57,9 11,8

50 121,3 0,66 0,38 25,3 6,6 133,7 0,75 0,42 31,6 7,5 148,3 0,83 0,47 38,5 8,3 160,3 0,87 0,50 44,0 8,7 176,1 0,92 0,55 51,0 9,2

60 141,3 0,53 0,44 23,6 5,3 153,7 0,60 0,48 29,2 6,0 168,3 0,67 0,53 35,2 6,7 180,3 0,71 0,57 40,0 7,1 196,1 0,75 0,62 46,1 7,5

80

208,3 0,47 0,65 30,7 4,7 220,3 0,50 0,69 34,6 5,0 236,1 0,53 0,74 39,4 5,3

70

188,3 0,55 0,59 32,7 5,5 200,3 0,59 0,63 36,9 5,9 216,1 0,62 0,68 42,3 6,2

248,3 0,36 0,78 27,8 3,6 260,3 0,38 0,82 31,0 3,8 276,1 0,40 0,87 35,1 4,0

100

316,1 0,32 0,99 32,0 3,2

120

140

(Fortsetzung)

150

3.7 Wärmeverluste und Produktabkühlungen in Rohrleitungen 207

Isolierdicke (mm) DN 80 da di ¼ 88,9 kR Fm Qc Δta da DN 100 di ¼ 114,3 kR Fm Qc Δta da DN 150 di ¼ 168,3 kR Fm Qc Δta da DN 100 di ¼ 108 kR MH Fm Qc Δta da DN 65 di ¼ 70 kR MH Fm Qc Δta

Tab. 3.3 (Fortsetzung)

20 128,9 2,39 0,40 96,6 23,9 154,3 2,45 0,48 118,6 24,5 208,3 2,52 0,65 165,2 25,2 148 2,43 0,46 113,2 24,3 110 2,32 0,35 80,1 23,2

30 148,9 1,63 0,47 76,4 16,3 174,3 1,69 0,55 92,8 16,9 228,3 1,77 0,72 127,2 17,7 168 1,68 0,53 88,7 16,8 130 1,57 0,41 64,2 15,7

40 168,9 1,22 0,53 64,5 12,2 194,3 1,27 0,61 77,5 12,7 248,3 1,34 0,78 104,9 13,4 188 1,26 0,59 74,3 12,6 150 1,16 0,47 54,7 11,6

50 188,9 0,95 0,59 56,6 9,5 214,3 1,00 0,67 67,5 10,0 268,3 1,07 0,84 90,2 10,7 208 0,99 0,65 64,8 9,9 170 0,90 0,53 48,3 9,0

60 208,9 0,78 0,66 50,9 7,8 234,3 0,82 0,74 60,3 8,2 288,3 0,88 0,91 79,8 8,8 228 0,81 0,72 58,0 8,1 190 0,73 0,60 43,7 7,3

70 228,9 0,65 0,72 46,6 6,5 254,3 0,69 0,80 54,9 6,9 308,3 0,74 0,97 72,1 7,4 248 0,68 0,78 52,8 6,8 210 0,61 0,66 40,3 6,1

80 248,9 0,55 0,78 43,2 5,5 274,3 0,59 0,86 50,7 5,9 328,3 0,64 1,03 66,0 6,4 268 0,58 0,84 48,8 5,8 230 0,52 0,72 37,6 5,2

100 288,9 0,42 0,91 38,3 4,2 314,3 0,45 0,99 44,5 4,5 368,3 0,49 1,16 57,2 4,9 308 0,44 0,97 43,0 4,4 270 0,40 0,85 33,5 4,0

120 328,9 0,34 1,03 34,8 3,4 354,3 0,36 1,11 40,2 3,6 408,3 0,40 1,28 51,1 4,0 348 0,36 1,09 38,8 3,6 310 0,31 0,97 30,7 3,1

140 368,9 0,28 1,16 32,2 2,8 394,3 0,30 1,24 36,9 3,0 448,3 0,33 1,41 46,5 3,3 388 0,29 1,22 35,8 2,9 350 0,26 1,10 28,5 2,6

414,3 0,27 1,30 35,6 2,7 468,3 0,30 1,47 44,7 3,0 408 0,27 1,28 34,5 2,7 370 0,24 1,16 27,6 2,4

150

208 3 Rohrleitungsplanung

3.7

Wärmeverluste und Produktabkühlungen in Rohrleitungen

209

Berechnung der Übertemperatur an der Isolieroberfläche Δt2 Δt 2 ¼

Q 1  ð∘ C Þ π α2  d a

t0 ¼ ta þ Δt2

di ¼ Rohraußendurchmesser (mm) da ¼ Außendurchmesser der Isolierung (mm) kR ¼ Wärmedurchgangszahl (W/m2K) Fm ¼ Außenoberfläche der Isolierung (m2/m Rohr) Δt2 ¼ Übertemperatur auf der Isolieraußenfläche ( C) αa ¼ Wärmeübergangskoeffizient von der Isolierabdeckung an die Umgebung (W/m2K) Q ¼ Wärmeverlust (W/m) ti ¼ Innentemperatur des Mediums ( C) ta ¼ Außentemperatur im Innenraum ( C) to ¼ Temperatur an der Isolieraußenfläche ( C) λ ¼ Wärmeleitfähigkeit der Isolierschicht (W/mK) Beispiel 3.7.1.2: Berechnung von Wärmeverlust QC und Übertemperatur Δt2

Daten von Beispiel 3.7.1.1 di ¼ 0,3 m ti ¼ 170  C

da ¼ 0,5 m ta ¼ 0  C

s ¼ 100 mm λ ¼ 0,075 W/mK αa ¼ 18 W/m2K

1 1 1 d 1 1 0,5 ¼ þ d  a ¼ þ  0,5  ¼ 1,75 k α2 2  λ a d 18 2  0,075 0,3

k ¼ 0,569 W=m2 K

Fm ¼ π  da ¼ π  0,5 ¼ 1,57 m2 =m Rohr QC ¼ k  Fm  Δt ¼ 0,569  1,57  ð170  0Þ ¼ 151,8 W=m Rohr Δt 2 ¼

Q 1 151,8 1 ¼   ¼ 5,3  C π α2  da π 18  0,5 to ¼ ta þ Δt2 ¼ 0 þ 5,3 ¼ 5,3  C

3.7.2

Produktabkühlung in Rohrleitungen

Eigentlich interessiert nicht der berechnete Wärmeverlust pro m Rohr, sondern die Produktabkühlung über die Länge der durchströmten Leitung oder über die Standzeit.

3.7.2.1 Produktabkühlung in durchströmten Leitungen Der Temperaturabfall des Produkts in einer längeren Rohrleitung wird folgendermaßen berechnet:

210

3

Rohrleitungsplanung

  t i2  t a k  π  da  L ¼ exp  Gc t i1  t a ti1 ¼ Produkteintrittstemperatur ( C) ti2 ¼ Produkttemperatur nach L m Rohrleitung ( C) ta ¼ Außentemperatur ( C) k ¼ Wärmedurchgangszahl (W/m2K) da ¼ Außendurchmesser der Rohrleitung (m) L ¼ Rohrleitungslänge (m) G ¼ Produktdurchsatz (kg/h) c ¼ Spezifische Wärmekapazität des Produkts (Wh/kgK) Beispiel 3.7.2.1.1: Berechnung der Abkühlung in einer durchströmten Leitung

d ¼ 57 mm Rohrdurchmesser ti1 ¼ 60  C ta ¼ 10  C G ¼ 100 kg/h c ¼ 0,5 Wh/kg K Isolierte Rohrleitung:

da ¼ 137 mm (mit Isolierung) L ¼ 100 m

k ¼ 0,96 W/m2K

da ¼ 137 mm

  t i2  10 0,96  π  0,137  100 ¼ exp  60  10 100  0,5

ti2 ¼ 0,4376  50 + 10 ¼ 31,9  C Die Produkttemperatur sinkt über 100 m Länge von 60  C auf 31,9  C! Unisolierte Rohrleitung:

k ¼ 11,48 W/m2K

da ¼ 57 mm

  t i2  10 11,48  π  0,057  100 ¼ exp  60  10 100  0,5

ti2 ¼ 0,0164  50 + 10 ¼ 10,8  C Die Produkttemperatur sinkt von 60  C auf 10,8  C bei 10  C Außentemperatur!

3.7.2.2 In stehenden Leitungen Die Abkühlung eines Produkts mit der Zeit in einer stehenden Rohrleitung, also ohne Durchströmung, wird folgendermaßen berechnet.

3.7

Wärmeverluste und Produktabkühlungen in Rohrleitungen

211

  t i2  t a k  π  da  z ¼ exp  gi  c t i1  t a

ti1 ¼ Anfangstemperatur des Produkts ti2 ¼ Endtemperatur des Produkts nach z Stunden z ¼ Zeitdauer in Stunden gi ¼ Produktinhalt pro m Rohr Beispiel 3.7.2.2.1: Berechnung der Produktabkühlung in einer stehenden Leitung

ti1 ¼ 190  C gi ¼ 2 kg/m Rohr

ta ¼ 25  C c ¼ 1 Wh/kgK

Isolierte Rohrleitung:

z ¼ 6 Stunden d ¼ 50 mm

k ¼ 0,8343 W/m2K

da ¼ 150 mm (isoliert)

1 1 1 0,15 ¼ þ  0,15  ln ¼ 1,1986 k 10 2  0,075 0,05   t i2  25 0,8343  π  0,15  6 ¼ exp  190  25 21 ti2 ¼ 0,30744  165 + 25 ¼ 75,7  C Das Produkt kühlt in 6 Stunden von 190  C auf 75,7  C ab! Unisolierte Rohrleitung:

k ¼ 15 W/m2K

da ¼ 50 mm

  t i2  25 15  π  0,05  6 ¼ exp  190  25 21

ti2 ¼ 0,00085  165 + 25 ¼ 25,1  C In der unisolierten Leitung kühlt das Produkt in 6 Stunden von 190  C auf 25,1  C ab!

3.7.2.3 Berechnung der Abkühlzeit bis zum Erstarrungspunkt Es wird z. B. die Zeit ermittelt, bis das Wasser in der Rohrleitung auf 0  C abgekühlt ist und gefriert. z ¼ ln

  g c t i1  t a  i t i2  t a k  π  d a

212

3

Rohrleitungsplanung

Beispiel 3.7.2.3.1: Berechnung der Abkühlzeit von Kondensat bis zur Eisbildung

d ¼ 159 mm λ ¼ 0,06 W/mK c ¼ 1,16 Wh/kgK ta ¼  20  C

s ¼ 60 mm α2 ¼ 15 W/m2K ti1 ¼ 80  C

da ¼ 279 mm gi ¼ 18 kg/m ti2 ¼ 0  C

Zu berechnen ist die Zeit, bis das Kondensat von 80  C auf den Gefrierpunkt 0  C abgekühlt ist, wenn die Leitung mit 60 mm isoliert ist. 1 1 1 0,279 ¼ þ  0,279  ln ¼ 1,374 k 15 2  0,06 0,159 k ¼ 0,728 W/m2 K   80  ð20Þ 18  1,16 z ¼ ln ¼ 52,7 h  0,728  π  0,279 0  ð20Þ Nach 52,7 Stunden beginnt die Eisbildung in der Rohrleitung. Alternativberechnung für 40 mm Isolierung da ¼ 239 mm 1 1 1 239 ¼ þ  0,239  ln ¼ 0,878 k 15 2  0,06 159 k ¼ 1,138 W/m2 K 

 80  ð20Þ 18  1,16 z ¼ ln ¼ 39,2 h  1,138  π  0,239 0  ð20Þ Bei 40 mm Isolierung beginnt die Eisbildung nach 39,2 Stunden.

3.8

Begleitbeheizung von Rohrleitungen

Normalerweise wird eine Begleitheizung für den Wärmeverlust der isolierten Rohrleitung ausgelegt.

3.8.1

Wärmebedarfsermittlung für die Beheizung

Meistens nimmt man den berechneten Wärmeverluste als Wärmebedarf für die Beheizung. Wenn man z. B. einen Wärmeverlust von 60 W/m Rohr berechnet hat, so geht man davon aus, dass die Begleitheizung eine Leistung von 60 W/m Rohr bringen muss.

3.9

Vermeidung der Gasansaugung in Flüssigkeitsleitungen

Tab. 3.4 Berechnete Wärmeverluste bei verschiedenen Isolierstärken

Isolierung DN 50 DN 80 DN 100 DN 150

s ¼ 40 mm 49,5 64,5 77,5 104,9

213 s ¼ 50 mm 44,0 56,6 67,5 90,2

s ¼ 60 mm 40,0 50,9 60,3 79,8

In der Tab. 3.4 sind beispielsweise einige berechnete Wärmeverluste für ein Δt von 100  C tabelliert. Für eine Rohrleitung DN 100 mit 60 mm Isolierung wird demnach eine Heizleistung von 60,3 W/m Rohr benötigt. Rohrleitungsbegleitbeheizungen sollten nicht für das Aufheizen oder Schmelzen des Produkts in der Rohrleitung ausgelegt werden. Das führt zu abnormal überdimensionierten Beheizungen.

3.8.2

Heizleistungen verschiedener Begleitheizsysteme

In Abb. 3.13 sind die Heizleistungen in Abhängigkeit von der Temperaturdifferenz zwischen dem Heizrohr und dem Produktrohr dargestellt. In der Praxis genügt meistens ein Heizrohr DN 20. Mit Wärmeleitzement (WLZ) erreicht man Heizleistungen von 300–500 W/m und mit einer Mantelheizung Werte von über 10.000 W/m. Elektrische Heizkabel liefern konstante Heizleistungen. Alternativ können temperaturregulierte Heizkabel eingesetzt werden mit variabler Heizleistung. In den Bildern 3.14 und 3.15 wird gezeigt, wie die Begleitheizung ausgeführt wird.

3.9

Vermeidung der Gasansaugung in Flüssigkeitsleitungen

Durch Luftansaugung wird die Funktion einer Kreiselpumpe stark beeinträchtigt. Im Folgenden werden einige Möglichkeiten zur Minimierung der Gasansaugung behandelt.

3.9.1

Sperrbleche und Wirbelbrecher

Wenn Pumpen Flüssigkeit aus Behältern ansaugen, muss vermieden werden, dass Luft in die Saugleitung gelangt, weil eine luftgefüllte Pumpe nicht fördert.

214

3

Rohrleitungsplanung

Abb. 3.13 Heizleistungen verschiedener Rohrleitungsbeheizungssysteme

Um das Ansaugen von Luft zu erschweren, können Sperrbleche installiert werden. Das verstärke Luftansaugen durch Trombenbildung kann man mit Wirbelbrechern unterbinden. Die verschiedenen Möglichkeiten sind in 3.16 dargestellt.

3.9.2

Flüssigkeitsstandhöhe über dem Auslaufstutzen

Durch die in Abb. 3.17 gezeigten Flüssigkeitshöhen über dem Ablaufstutzen wird das Mitreißen von Gas oder Luft vermieden, wenn die erforderliche Standhöhe hF gehalten wird. Die Flüssigkeitshöhe hF über dem Abzugsstutzen muss größer sein als der Unterdruck im Auslaufstutzen. Der statische Unterdruck im Stutzeneinlauf entsteht durch den Druckverlust ΔPSt im Stutzen bei dessen Durchströmen und den dynamischen Druck Pdyn im Stutzen wegen der höheren Strömungsgeschwindigkeit im Stutzen. Der Druck der Flüssigkeitshöhe über dem Stutzenauslauf muss größer sein als die Druckdifferenz zwischen dem statischen Unterdruck im Stutzen PU und dem Luftdruck PL über der Flüssigkeit.

3.9

Vermeidung der Gasansaugung in Flüssigkeitsleitungen

Abb. 3.14 Mantel- oder Beirohrbeheizung mit Dampf



hF  ρ  g  PL  PU ¼ PL  ΔPSt þ Pdyn w 2ρ w 2ρ Pdyn ¼ St ΔPSt ¼ K  St 2 2 K ¼ Widerstandsbeiwert des Stutzens wSt ¼ Strömungsgeschwindigkeit im Stutzen (m/s) PL ¼ Druck über der Flüssigkeit (Pa) ΔPSt ¼ Stutzendruckverlust (Pa) ρ ¼ Flüssigkeitsdichte (kg/m3) PU ¼ Stutzenunterdruck (Pa) Pdyn ¼ dynamischer Druck (Pa)

215

216

3

Rohrleitungsplanung

Mit dem Sicherheitsfaktor S ¼ 1,53 und dem Widerstandsbeiwert K ¼ 0,5 für den Stutzen ergibt sich folgende Gleichung für die erforderliche Flüssigkeitshöhe hF: hF ¼ 2,3 

wSt 2  ρ ðmmFSÞ 2g

Beispiel 3.9.2.1: Berechnung der erforderlichen Flüssigkeitshöhe hF

Strömungsgeschwindigkeit wSt ¼ 2 m/s im Stutzen Flüssigkeitsdichte ρ ¼ 1000 kg/m3

22  1000 ¼ 469 mmFS 2g Alternativ kann man die erforderliche Flüssigkeitshöhe über dem Stutzen mit der Gleichung vom Hydraulic Institute aus den USA ermitteln. rffiffiffiffiffiffi dSt hF ¼ d st þ wSt  ðmÞ g hF ¼ 2,3 

dSt ¼ Stutzendurchmesser (m) hF ¼ Erforderliche Flüssigkeitshöhe (m)

Abb. 3.15 Heizkabelbeheizung mit flexiblem Heizband

3.9

Vermeidung der Gasansaugung in Flüssigkeitsleitungen

217

Abb. 3.16 Vermeidung von Gasansaugung durch Sperrbleche und Wirbelbrecher gegen die Trombenbildung

Beispiel 3.9.2.2: Erforderliche Flüssigkeitshöhe für dSt = 0,08 m und wSt = 2 m/s

rffiffiffiffiffiffiffiffiffi 0,08 ¼ 0,49 m hF ¼ 0,08 þ 2,3  2  9,81

218

3

Rohrleitungsplanung

hF hF

Abb. 3.17 Flüssigkeitsstandhöhe hF zur Vermeidung von Gasmitreißen

Abb. 3.18 Erforderliche Flüssigkeitshöhe zur Vermeidung von Flash-Dämpfen und die unterschiedlichen Widerstandsbeiwerte verschiedener Stutzenausbildungen

Ein besonderes Problem ist das Ansaugen von siedenden Flüssigkeiten, weil durch die Druckabsenkung im Abzugsstutzen eine Flash-Verdampfung erfolgt (Abb. 3.18). Die Dampfblase blockiert den Flüssigkeitsablauf. Mit einem Sicherheitsfaktor 3 ergibt sich folgende Gleichung für die erforderliche Flüssigkeitshöhe hF: w 2ρ ðmmFSÞ hF ¼ 3  K  St 2g K ¼ Widerstandsfaktor des Stutzens Beispiel 3.9.2.3: Erforderliche Zulaufhöhe beim Ansaugen siedender Flüssigkeiten

w ¼ 1 m/s

K ¼ 0,5

ρ ¼ 1000 kg/m3

3.10

Beschränkung des Gasdurchsatzes bei Querschnittsänderungen

hF ¼ 3  0,5 

219

12  1000 ¼ 76,4 mmFS 2  9,81

Die erforderlichen Zulaufhöhen für andere Stutzenformen sind in Abb. 3.18 aufgeführt. Hinweis: Zur Vermeidung einer zunehmenden Flash-Verdampfung durch die Druckabsenkung in der horizontalen Rohrleitung ist eine längere vertikale Strecke zur Druckerhöhung in der horizontalen Leitung zu empfehlen. Der höhere Druck durch die vertikale Flüssigkeitssäule unterbindet die Entspannungsverdampfung durch das Absinken des statischen Drucks.

3.9.3

Installation von selbstentlüftenden Rohrleitungen

Bei selbstentlüftenden Leitungen ist die Strömungsgeschwindigkeit der Flüssigkeit nach unten geringer als die aufwärts gerichtete Strömung der Gas- oder Dampfblasen. Die Rohrleitungen müssen größer dimensioniert werden. Die Froudezahl sollte < 0,3 sein (Abb. 3.19). Hinweis: Die Rohrleitungsführung muss so gestaltet werden, dass die Gase sich frei nach oben entweichen können. Das ist in der Praxis kaum machbar.

3.10

Beschränkung des Gasdurchsatzes bei Querschnittsänderungen

3.10.1 Maximale Gas- oder Dämpfekapazität im unterkritischen Bereich Wenn Gase oder Dämpfe durch eine Verengung strömen, z. B. durch eine kleinere Rohrleitung, oder wenn der Rohrdurchmesser plötzlich verringert wird, z. B. von einer großen Dämpfeleitung DN 800 auf viele kleine Rohre mit 20 mm Durchmesser, so muss die „Schluckfähigkeit“ mit der adiabaten Ausflussgleichung für Düsen überprüft werden (Abb. 3.20). Unter Berücksichtigung der Strahlkontraktion α wird der maximale Gasdurchsatz G in den Verengungen wie folgt ermittelt: G¼αψ A

pffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 2  P1  ρ1 ðkg=sÞ

A ¼ Strömungsquerschnitt (m2) P1 ¼ Druck vor Eintritt in die Verengung (Pa) ρ1 ¼ Gasdichte vor Eintritt in die Verengung (kg/m3) α ¼ Strahlkontraktion (0,61–0,8) ψ ¼ Durchflussfunktion κ ¼ Adiabatenexponent

220

3

Rohrleitungsplanung

Abb. 3.19 Auslegung und Ausführung selbstentlüftender Rohrleitungen

Abb. 3.20 Durchsatzbeschränkung an Verengungen

Die Durchflussfunktion steigt an bis zum kritischen Druckverhältnis und bleibt dann konstant auf dem Wert von ψmax (1).

3.10

Beschränkung des Gasdurchsatzes bei Querschnittsänderungen

221

Berechnung der Durchflussfunktion ψ: vffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi "  # u  κþ1 2=κ u κ P2 P2 κ t ψ¼   κ1 P1 P1

3.10.2 Maximaler Gasdurchsatz im überkritischen Bereich Beim Erreichen des kritischen Druckverhältnisses wird der Gasdurchsatz limitiert. Die Schallgeschwindigkeit ist erreicht. Mehr geht nicht! Der Gasdurchsatz kann nicht durch einen höheren Druck oder ein höheres Druckverhältnis erhöht werden. Wie ermittelt man das kritische Druckverhältnis (P2/P1)krit und ψkrit?  
κ p2 2 κ1 ¼ κþ1 p1 krit

ψmax




2 ¼ κþ1

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 1 κ1 κ  κþ1

In der folgenden Tabelle sind für unterschiedliche κ-Werte einige kritische Druckverhältnisse und die ψmax-Werte für die Durchflussfunktionen am kritischen Druckverhältnis aufgelistet.

(P2/P1)krit. ψ max.

κ ¼ 1,4 0,528 0,484

κ ¼ 1,3 0,546 0,473

κ ¼ 1,135 0,577 0,450

3.10.2.1 Berechnung mit der Durchflussfunktion Mit der maximalen Durchflussfunktion ψmax beim Erreichen des kritischen Druckverhältnisses wird der maximal mögliche Gasdurchsatz Gmax durch die Verengung ermittelt. Gmax ¼ α  ψ max  A 

pffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 2  P1  ρ1 ðkg=sÞ

3.10.2.2 Berechnung mit der Schallgeschwindigkeit Wenn das kritische Druckverhältnis an einer Engstelle, z. B. einer Lochblende, einer Armatur oder einer Leckstelle, überschritten wird, strömt das Gas mit Schallgeschwindigkeit durch die Engstelle. Der Gasdurchsatz ist limitiert, weil eine höhere Strömungsgeschwindigkeit nicht möglich ist. In der Praxis ist das eine große Hilfe bei der Beurteilung von Gefahren durch Leckagen von brennbaren oder giftigen Gasen.

222

3

Rohrleitungsplanung

Die Schallgeschwindigkeit am in der Austrittsöffnung berechnet man wie folgt: rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi R 2 am ¼ κ   T 2 ðm=sÞ T2 ¼ T1  M κþ1 M ¼ Molgewicht des Gases R ¼ Allgemeine Gaskonstante ¼ 8314 (N/m2)(m3/kmol)K T2 ¼ Gastemperatur im Austrittsquerschnitt Beispiel 3.10.2.2.1: Schallgeschwindigkeit von Luft

T1 ¼ 300 K

M ¼ 29

κ ¼ 1,4

2 T 2 ¼ 300  ¼ 250 K 1,4 þ 1 rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 8314 ¼ 316,8 m=s am ¼ 1,4  250  29 Beispiel 3.10.2.2: Überkritische Luftausströmung durch einen Stutzen DN 50

ψmax ¼ Durchflussfunktion (für Luft bei überkritischen Bedingungen ψmax ¼ 0,484) α ¼ Ausflusszahl ¼ 0,8 für normale Stutzen Wieviel Luft strömt aus einem Druckluftbehälter durch einen Stutzen DN 50 ins Freie? FStutzen ¼ 1,9625  103 m2

α ¼ 0,8

ψmax ¼ 0,484

T ¼ 293 K

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 2 G ¼ 0,8  1,9625  10  0,484  P 287  293 1 G ¼ 3,706  106  P1 ðPaÞ ðkg=sÞ 3

P1 ¼ 5 bar ¼ 500:000 Pa

!

G ¼ 1,853 kg=s ¼ 6670 kg=h

P1 ¼ 10 bar

!

G ¼ 3,706 kg=s ¼ 13:341 kg=h

Alternativberechnung mit der Schallgeschwindigkeit am der Luft: Zunächst wird die Schallgeschwindigkeit der Luft im Austritt bei 293 K berechnet und dann die Luftmenge G. am ¼ 18,3 

pffiffiffiffi pffiffiffiffiffiffiffiffi T ¼ 18,3  293 ¼ 313,3 m=s

Austretende Luftmenge:

G ¼ am  α  F Stutzen  ϱm

3.11

Verschiedenes

α ¼ 0,8

223

P ¼ 10 bar

ρ1 ¼ 11,9 kg=m3

FStutzen ¼ 1,96  103 m2

ρm ¼ 0,634  ρ1 ¼ 0,634  11,9 ¼ 7,55 kg=m3 G ¼ 313,3  0,8  1,96  103  7,55 ¼ 3,709 kg/s ¼ 13.352 kg/h

3.11

Verschiedenes

Es werden verschiedene Probleme aus der täglichen Praxis behandelt.

3.11.1 Wehrablaufkapazitäten

pffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 3

2  g  h m =s

1,5 V ¼ 6620  L  h m3 =h

V ¼μLh

μ ¼ Überfallkoeffizient (¼ 0,42) L ¼ Wehrüberlaufbreite (m) h ¼ Wehrüberlaufhöhe (m) Beispiel 3.11.1.1: Bestimmung der Überlaufmenge V für h ¼ 60 mm und L ¼ 1 m

V ¼ 0,42  1  0,06  ð2  9,81  0,06Þ0,5 ¼ 0,02734 m3 =s ¼ 98,4 m3 =h V ¼ 6620  L  h1,5 ¼ 6620  1  0,061,5 ¼ 97,3 m3 =h

224

3

Rohrleitungsplanung

Kontrolle der Wehrüberlaufhöhe: 

V ðm3 =hÞ h ¼ 2,8  L

2=3 ¼ 2,8 




97,3 1

0,666

¼ 60 mm

Dreieck-Wehr

Dreieckige Wehre sind flexibler, weil sich mit der Höhe h auch der Strömungsquerschnitt ändert. α ¼ 90 α ¼ 60

Vðm3 =sÞ ¼ 2,48  h2,5 Vðm3 =sÞ ¼ 1,43  h2,5

h ¼ Höhe im DreieckschlitzðmÞ

Beispiel 3.11.1.2: Durchflussmengen in einem Dreieck-Wehr

h ¼ 60 mm α ¼ 90 α ¼ 60 7,9 m3/h 4,5 m3/h

h ¼ 100 mm α ¼ 90 α ¼ 60 3 28,2 m /h 16,3 m3/h

3.11.2 Dimensionierung einer Pumpenvorlage Das erforderliche Volumen Verf einer Pumpenvorlage wird folgendermaßen berechnet: V erf ¼

QP ðm3 =hÞ  t V ð min Þ 60

tV ¼ Verweilzeit in der Pumpenvorlage (min) Minimum: 2 min Normal: 5–15 min Qp ¼ Pumpenförderleistung (m3/h) Verf ¼ Erforderliches Volumen einer Pumpenvorlage (m3)

3.11

Verschiedenes

225

Da eine Pumpenvorlage im Normalfall nur zu 50 % gefüllt ist, damit auch Zulaufspitzen aufgefangen werden, muss der Faktor 2 eingesetzt werden. Bei einem H : D-Verhältnis von 3 : 1 ergibt sich folgender Durchmesser: pffiffiffiffiffiffiffiffi Derf ¼ 0,75  3 V erf ðmÞ Beispiel 3.11.2.1: Vorlagendimensionierung

tv ¼ 5 min

H:D¼3:1

Qp ¼ 30 m3 =h 2  30  5 ¼ 5 m3 60 pffiffiffi 3 Derf ¼ 0,750  5 ¼ 1,285 H ¼ 3  1,285 ¼ 3,85 m V erf ¼

3.11.3 Auslegung von Ausdehnungsgefäßen für Heiz- und Kühlkreise In geschlossenen Flüssigkeitskreisläufen zum Heizen mit Heißwasser oder Thermalöl und zum Kühlen mit Kühlwasser oder Kühlsole muss eine Ausdehnungsmöglichkeit für die Ausdehnung der Flüssigkeit bei Erwärmung vorgesehen werden. Man unterscheidet offene Flüssigkeitskreisläufe (Abb. 3.21) und geschlossene Flüssigkeitskreisläufe (Abb. 3.22)

3.11.3.1 Offener Flüssigkeitskreislauf mit Gaspolster In offenen Flüssigkeitskreisläufen (Abb. 3.21) mit Temperaturschwankungen müssen zur Aufnahme der temperaturbedingten Flüssigkeitsausdehnung Ausdehnungsgefäße instal-

Abb. 3.21 Offener Flüssigkeitskreislauf mit Gasvolumen VG

226

3

Rohrleitungsplanung

Abb. 3.22 Geschlossener Flüssigkeitskreislauf mit Gasvolumen VGP

liert werden mit einem ausreichenden Gasvolumen über der Flüssigkeit zur Aufnahme des Ausdehnungsvolumens der Flüssigkeit. Anwendungsbeispiele: Temperierkreisläufe und Wärmeträgeranlagen Berechnung des Ausdehnungsvolumens ΔV bei Erwärmung Zunächst wird das Ausdehnungsvolumen des Flüssigkeitsinhalts im System bei Erwärmung ermittelt: V 1  ϱ1 ¼ V 2  ϱ2 ϱ V2 ¼ V1  1 ϱ2   ϱ ΔV ¼ V 1  1  1 ϱ2

V1 ¼ Flüssigkeitsvolumen im System bei Temperatur t1 V2 ¼ Flüssigkeitsvolumen im Kreislauf bei Temperatur t2 ρ1 ¼ Flüssigkeitsdichte bei t1 ρ2 ¼ Flüssigkeitsdichte bei t2 ΔV ¼ Ausdehnungsvolumen der Flüssigkeit bei Erwärmung Beispiel 3.11.3.1.1: Berechnung des Ausdehnungsvolumens der Flüssigkeit

Flüssigkeitsinhalt V1 ¼ 1000 l Methanol bei 0  C Zu ermitteln ist das Ausdehnungsvolumen bei Erwärmung auf 50  C.

3.11

Verschiedenes

227

ρ1 ¼ 810 kg=m3 bei 0  C

ρ2 ¼ 765 kg=m3 bei 50  C

810 ¼ 1058,8 l 765 ΔV ¼ V 2  V 1 ¼ 1058,8  1000 ¼ 58,8 l
 810  1 ¼ 58,8 l ΔV ¼ 1000  765 V 2 ¼ 1000 

Das Ausdehnungsgefäß muss zumindest 58,8 l aufnehmen können, also ein Gasvolumen von 58,8 l haben. Alternativ kann die Flüssigkeitsausdehnung mit dem räumlichen Ausdehnungskoeffizienten β berechnet werden. ΔV ¼ V1  β  Δt Der Ausdehnungskoeffizient β wird aus den Dichten bei unterschiedlichen Temperaturen ermittelt (1). Dimensionierung des Ausdehnungsgefäßes Im Allgemeinen wird das Gasvolumen VG in dem Ausdehnungsgefäß so dimensioniert, dass es die 1,3- bis 1,5-fache Menge der Volumenzunahme des Flüssigkeitsinhalts bei maximaler Erwärmung aufnehmen kann. VG ¼ 1,5  ΔV

VG ¼ Gasvolumen des Ausdehnungsgefäßes

Der Ausdehnungsbehälter wird so bemessen, dass er ständig zu 30 % mit Flüssigkeit befüllt ist und 70 % des Behältervolumens für die Flüssigkeitsausdehnung zur Verfügung steht. Auslegungsempfehlung: 1. Auslegungsvolumen ΔV des Flüssigkeitsinhalts berechnen. 2. Gasvolumen im Ausdehnungsgefäß festlegen ! VG ¼ 1,5  ΔV 3. Kesselinhalt VK für 70 % Gasinhalt bestimmen ! VK ¼ 1,4  VG Beispiel 3.11.3.1.2: Behältervolumen für ein Ausdehnungsvolumen bestimmen

ΔV ¼ 58,8 l VG ¼ 1,5  58,8 ¼ 88,2 l VK ¼ 1,4  88,2 ¼ 123,5 l Anschließend wird ein geeigneter Behälter, z. B. nach DIN 4810, ausgewählt.

228

3

Rohrleitungsplanung

Diese Dimensionierung gilt nur für das Expansionsvolumen beim Aufheizen des Flüssigkeitsinhalts. Bei Wärmeträgeranlagen ist die DIN 4754 zu beachten. Falls das Ausdehnungsgefäß gleichzeitig als Pumpenvorlage oder Wärme-/Kältespeicher dient, so muss die entsprechende Verweilzeit bzw. Pufferkapazität berücksichtigt werden.

3.11.3.2 Geschlossener Flüssigkeitskreislauf mit Expansionsbehälter Für einen geschlossenen Flüssigkeitskreislauf (Abb. 3.22) ohne Austrittsöffnung zur Atmosphäre muss das erforderliche Gasvolumen im Ausdehnungsbehälter unter Berücksichtigung der zulässigen Drucksteigerung im Behälter ermittelt werden. Die Volumenzunahme der Flüssigkeit bewirkt eine Verdichtung des Gaspolsters im Ausdehnungsgefäß. Der Druckanstieg im Behälter und im Flüssigkeitskreislauf muss bei der Auslegung bzw. Planung berücksichtigt werden (Druckstufe!). Das erforderliche Gasvolumen VGP zur Aufnahme der Flüssigkeitsausdehnung in einem Druckbehälter mit Gaspolster wird wie folgt berechnet: V GP ¼

VG 1,5  ΔV ¼ 1  PP12 1  PP12

VGP ¼ Erforderliches Gasvolumen für das Druckverhältnis P2/P1 P1 ¼ Anfangsdruck ohne Verdichtung (bar) P2 ¼ Enddruck nach der Verdichtung durch die Volumenzunahme (bar) Für die Bestimmung des Nutzinhalts bzw. der Arbeitskapazität ΔVP des vorgelegten Gasvolumens VGP im Ausdehnungsgefäß gilt:   P1 P  P1 ΔV P ¼ V GP  1  ¼ V GP  2 P2 P2

Beispiel 3.11.3.2.1: Berechnung des Gaspolstervolumens und der Arbeitskapazität

Ausdehnungsvolumen ΔV ¼ 58,8 l Anfangsdruck P1 ¼ 2 bar Enddruck P2 ¼ 5 bar Gasvolumen im Ausdehnungsbehälter: VG ¼ 1,5  58,8 ¼ 88,2 l VG 88,2 ¼ 147 l ¼ P1 2 1 1 P2 5   h i P 2 ΔV P ¼ V GP  1  1 ¼ 147  1  ¼ 88:2 l 5 P2 V GP ¼

3.11

Verschiedenes

229

Kontrolle: V1 ¼ 147 l bei 2 bar V2 ¼ 147  88,2 ¼ 58,8 l bei 5 bar

! !

294 l bei 1bar 294 l bei 1 bar

Für größere Drucksteigerungen im Behälter benötigt man ein kleineres Gaspolster.

Beispiel 3.11.3.2.2: Erforderliches Gaspolstervolumen bei verschiedenen Drücken P2

VG ¼ 88,2 l P1 ¼ 1 bar P2 ¼ 2 bar P2 ¼ 3 bar

! VGP ¼ 176,4 l ! VGP ¼ 132,3 l

P2 ¼ 5 bar P2 ¼ 8 bar

! VGP ¼ 110,2 l ! VGP ¼ 100,8 l

Der Enddruck P2 für ein vorgegebenes Gasvolumen VGP im Druckbehälter und ein benötigtes Ausdehnungsvolumen ΔV kann folgendermaßen bestimmt werden: P2 ¼

P1 1  VΔV GP

Beispiel 3.11.3.2.3: Berechnung des Enddrucks P2 für ein bestimmtes Ausdehnungsvolumen ΔV und ein vorgegebenes Gaspolstervolumen VGP

Ausdehnungsvolumen ΔV ¼ 58,8 l

a) Gaspolstervolumen VGP ¼ 78,4 l P1 ¼ 2 bar P2 ¼

2 2 ¼ 8 bar ¼ 1  0,75 1  58,8 78,4

b) Gaspolstervolumen VGP ¼ 88,2 l P1 ¼ 1 bar P2 ¼ 3 bar P2 ¼

1 1 ¼ 3 bar ¼ 1  0,666 1  58,8 88,2

230

3

Rohrleitungsplanung

3.11.4 Dimensionierung von Kondensatleitungen Bei der Beheizung eines Apparats oder Rührbehälters mit 1 t/h Dampf fällt 1 t/h Kondensat an, aber das Kondensat ist überhitzt, und nach der Druckentspannung im Kondensatableiter bildet sich durch eine Entspannungsverdampfung bei dem Druck im Kondensatsystem Flash-Dampf. Bei der Auslegung von Kondensatleitungen muss zunächst die Flash-Dampfmenge E nach der Entspannung der Kondensatmenge K vom Heizdampfdruck P1 auf den Druck P2 im Kondensatsystem berechnet werden. Die Kondensatleitung wird dimensioniert für eine Strömungsgeschwindigkeit w des Entspannungsdampfes in der Kondensatleitung.

E ¼ x  K  v2 m3 =h x¼

i1  i2 r2

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi E 4 D¼  ðmÞ 3600  w π

E ¼ Entspannungsdampfmenge (m3/h) D ¼ Rohrleitungsdurchmesser (m) i2 ¼ Kondensatenthalpie bei p2/T2 (kJ/kg) r2 ¼ Verdampfungswärme bei p2 (kJ/kg) K ¼ Kondensatmenge (kg/h) i1 ¼ Kondensatenthalpie bei p1/T1 (kJ/kg) v2 ¼ spezif. Volumen bei p2/T2 (m3/kg) Beispiel 3.11.4.1: Durchmesserberechnung für eine Kondensatleitung

K ¼ 1000 kg/h p1 ¼ 10 bar p2 ¼ 1 bar r2 ¼ 2258 kJ/kg

w ¼ 15 m/s i1 ¼ 762 kJ/kg (180  C) i2 ¼ 417 kJ/kg (100  C) v2 ¼ 1,694 m3/kg x¼

762  417 ¼ 0,1528 2258

m3 E ¼ 0,1528  1000  1,694 ¼ 258,8 h rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 258,8 4  ¼ 0,078 m D¼ 3600  15 π

3.11

Verschiedenes

231

Gewählt: DN 80 für die Kondensatleitung Dampfleitung: 1000 kg/h ¼ 194,3 m3/h Gewählt: DN 65 mit 16,3 m/s Strömungsgeschwindigkeit

3.11.5 Flüssigkeitsausdehnung bei Erwärmung Wenn ein Flüssigkeitsvolumen zwischen 2 Armaturen eingeschlossen ist und erwärmt wird, kommt es durch die Flüssigkeitsausdehnung zu einem sehr starken Druckanstieg in der Rohrleitung. Beispiele sind sonnenbeschienene oder begleitbeheizte Leitungen. Durch den hohen Druck, der entsteht, wenn die Flüssigkeit sich nicht ausdehnen kann, kommt es zu Leckagen und Schäden an Flanschen und Armaturen. Bei Kugelhähnen werden beim Aufheizen des abgeschlossenen Kugelinhalts die Kugeln zu Ellipsen umgeformt (eigene Erfahrung). Abhilfe: Ein mit dem Flüssigkeitsrohrsystem verbundener Gasspeicher nimmt die Flüssigkeitsausdehnung auf. Durch die hohe Kompressibilität des Gases wird der Druckanstieg drastisch reduziert. Beispiel 3.11.5.1: Druckaufbau bei Flüssigkeitserwärmung

Ausdehnungsvolumen der Flüssigkeit bei Erwärmung VEx ¼ 4 l P1 ¼ 1 bar ¼ Druck in der Leitung vor der Erwärmung Fall A: Gasvolumen im System VG1 ¼ 4,04 l bei P1 ¼ 1 bar Gasvolumen nach der Ausdehnung VG2 ¼ VG1  VEx ¼ 4,04  4 ¼ 0,04 l P2 ¼

P1  V G1 1  4,04 ¼ ¼ 101 bar 0,04 V G2

Fazit: hoher Druckanstieg bei geringem Gasvolumen! Fall B: Gasvolumen im System VG1 ¼ 8,04 l bei P1 ¼ 1 bar Nach der Ausdehnung: VG2 ¼ 8,04  4 ¼ 4,04 l P2 ¼

1  8,04 ¼ 1,99 bar 4,04

Fazit: geringer Druckanstieg bei größerem Gasvolumen!

232

3

Rohrleitungsplanung

Deshalb werden Blasen- oder Membranspeicher mit einem ausreichenden Gasvolumen zur Aufnahme des Flüssigkeitsausdehnungsvolumens eingesetzt, um die auftretenden hohen Drücke durch Flüssigkeitsausdehnung zu vermeiden. Das erforderliche Gasvolumen ist einfach zu berechnen(1). Alternativ können Überströmventile zur Ableitung des Expansionsvolumens der Flüssigkeit eingesetzt werden.

3.11.6 Druckstoßberechnungen Durch das schnelle Schließen von Armaturen wird die in der Rohrleitung strömende Flüssigkeit schlagartig gestoppt, und es kommt zu einem Druckanstieg weit über dem Auslegungsdruck der Rohrleitung. Der maximale Druckstoß ΔPDmax durch den plötzlichen Stopp der Strömung in der Rohrleitung wird als Joukowski-Stoß bezeichnet und wie folgt ermittelt: ΔPDmax ¼ a  ρ  Δw  105 ðbarÞ

a ¼ Druckwellengeschwindigkeit (m/s), z. B. 1000 m/s für Wasser im Stahlrohr w ¼ Strömungsgeschwindigkeit der Flüssigkeit in der Rohrleitung (m/s) ρ ¼ Dichte (kg/m3) T ¼ Reflexionszeit (s) tS ¼ Armaturenschließzeit (s) Beispiel 3.11.6.1: Druckstoßberechnung

w ¼ 2 m=s

a ¼ 1000 m=s

Betriebsdruck ¼ 10 bar

Auslegung: PN 16

ΔPD max ¼ 2  1000  1000 ¼ 2  10 Pa ¼ 20 bar Maximaler Druck in der Rohrleitung Pmax ¼ 10 þ 20 ¼ 30 bar > PN 16 6

Durch den Druckstoß steigt der Druck in der Rohrleitung kurzfristig auf 30 bar! Gleichzeitig steigt die Rohrlagerkraft durch den Druckstoß auf > 100 kN!

3.11

Verschiedenes

233

Der tatsächliche Druckstoß ΔPD wird unter Berücksichtigung der Reflexionszeit T für die Rohrleitungslänge L und der Armaturenschließzeit tS ermittelt. T¼

2L ðsÞ a

ΔPD ¼ ΔPD max 

T 2L ¼ ΔPD max  ðbar Þ ts a  ts

Diese sehr einfache Umrechnungsmethode gilt unter der Annahme, dass die Strömungsgeschwindigkeit beim Schließen der Armatur linear abnimmt. In der Praxis sollte man 0,2  tS als Schließzeit einsetzen, weil nur das Schließen in der Schlussphase den Druckstoß verursacht. Vorher wird nur der Druckverlust erhöht.

Beispiel 3.11.6.2: Berechnung des realen Druckstoßes

ΔPDmax ¼ 20 bar

a ¼ 1000 m/s

L ¼ 1000 m

tS ¼ 12 s

2  1000 ¼ 2s 1000 2 ΔPD ¼  20 ¼ 16,7 bar 0,2  12 T¼

Berechnung der zusätzlichen Kraft FR auf die Rohrleitungslager durch Druckstöße: F R ¼ ΔPD  AðkN Þ

A ¼ d2 

π 2

m 4

Beispiel 3.11.6.3: Zusätzliche Lagerbelastung durch den Druckstoß

Druckstoß ΔPD ¼ 20 bar

Betriebsdruck Pbetrieb ¼ 10 bar

Gesamtdruck Pges ¼ PBetrieb þ ΔPD ¼ 10 þ 20 ¼ 30 bar

d ¼ 0,2073 m

Zusätzliche Lagerbelastung durch den Druckstoß: FR ¼ 20  105  0,20732  0,785 ¼ 67,5 kN Möglichkeiten zur Reduzierung der Rohrleitungsbelastungen durch Druckstöße: 1. 2. 3. 4.

Strömungsgeschwindigkeit w reduzieren Auslegung für den maximalen Druck einschließlich Druckstoß Längere Armaturenschließzeiten Einbau von Membran- oder Blasenspeichern zur Kompensation der Druckstöße

234

3

Rohrleitungsplanung

Die kinetische Energie des Druckstoßes wird in eine adiabate Verdichtung umgesetzt. Das erforderliche Gasvolumen zur Absorption des Druckstoßes kann berechnet werden (1).

3.11.7 Checkliste für Verrohrungen Allgemein Bedienung, Überwachung, Zugänglichkeit, Auswechselbarkeit, Kennzeichnung Entwässerung bzw. Entleerung, Be- und Entlüftung Spülen (Ausschleusen oder Abfackeln), Dichtigkeitsprüfung, Druckprobe Produkteigenschaften Nebenprodukte – Ablagerungen – Verstopfungen, Änderung von Aggregatzuständen (Kondensieren, Verdampfen, Erstarren), Dichte, Viskosität, statische Aufladung Anlagendetails Auslegung für Anfahren – Abstellen – Not-Aus, Kavitation, Druckstöße, Gaspulsationen, Schwingungen, Wärmedehnung, Beatmung, Unterdruckerzeugung Verschmutzung, Verschleiß, Reinigung, Inspektion, Auswechselbarkeit, Undichtigkeiten (nach innen und außen), Korrosion, Selbstentzündung (Isolierung) Spannungen und Verformungen durch Temperaturänderungen mit unzulässigen Kräften bzw. Momenten an Apparate- und Pumpenstutzen, Rohrlager zur Aufnahme der Kräfte bei Druckstößen und bei überhöhten Thermospannungen Trennen von Anlagenteilen (Reparatur – Wartung – Druckprobe)

Literatur

235

Gefahrenpunkte Brennbare Gase, Dämpfe, Flüssigkeiten (Zündgruppe, Gefahrenklasse), Giftigkeit MAK-Werte, Radioaktivität, Hautresorption, Infektion Gefahrlose Abführung bei Störungen (Abgaskamin, Fackel) Eindringen von Produkt, Luft oder Wasser in andere Anlagenteile (Undichtigkeiten, Bedienungsfehler, Betriebsstörung) Undichtigkeiten durch zu hohe Momente an Flanschen, Stutzen und Pumpen Sicherheitseinrichtungen Ex-Schutz, Inertgas-Beschleierung, Sprinkleranlage, Dampfvorhang, Sicherheitsschaltung bei Fehlbedienung, Feuer, Ausfall von Strom, Wasser, Heizmedien, Steuerluft, Schutzgas, Funktionsfähigkeit der Sicherheitseinrichtungen – Inspektion (Verstopfen, Einfrieren, Verschleiß, Korrosion), Verriegelungseinrichtungen – Eingriffe in Sicherheitssysteme Molchbare Leitungen Exakte Innendurchmesser und geeignete Sende- und Empfängerschleusen oder -hähne. Molchbare Armaturen und geeignete Molche. Rohrleitungsverlegung und -schweißung entsprechend den Anforderungen für molchbare Leitungen.

Literatur 1. Nitsche, M.: Rohrleitungs-Fibel, 2. Aufl. Vulkan, Essen (2016)

4

Pumpen

4.1

Betriebseigenschaften von Kreiselpumpen

Die Darstellung der Förderhöhe über der Fördermenge bezeichnet man als Pumpenkennlinie oder Drosselkurve. Bei konstanter Drehzahl ist jeder Fördermenge eine bestimmte Förderhöhe zugeordnet (Abb. 4.1). Der Betriebspunkt B der Pumpe liegt am Schnittpunkt von Pumpen- und Rohrleitungskennlinie. Was kann man aus Abb. 4.1 erkennen? Mit zunehmendem Durchsatz steigt der Druckverlust in der Rohrleitungs- bzw. Anlagenkennlinie. Aus der Pumpenkennlinie ist abzuleiten: Die Förderhöhe H der Pumpe fällt mit zunehmendem Mengendurchsatz Q. Es gibt einen optimalen Betriebspunkt mit dem besten Wirkungsgrad η. Dieser Betriebspunkt sollte angestrebt werden. Mit zunehmender Fördermenge steigt der Leistungsbedarf N. Deswegen werden Kreiselpumpen gegen ein geschlossenes Ventil gestartet, weil dann der Leistungsbedarf gering ist. Bei Seitenkanal- und Peripheralpumpen, die für kleinere Fördermengen und hohe Drücke eingesetzt werden, steigt dagegen der Leistungsbedarf mit abnehmender Fördermenge und zunehmendem Förderdruck (siehe Abb. 4.2). Daher werden diese Pumpen bei geöffneten Armaturen angefahren [1].

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_4

237

238

4

Abb. 4.1 Pumpen- und Rohrleitungskennlinie

200 H m

150 3

100 50

1

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6 V/Vn

35 30 25

kW

2

0 0.4

a Pk

Stufen

4

4

Stufen

3

20 15

2

10 5 0 0.4

Seitenkanalpumpen

1

0.6

0.8

1

Pi

Handventil zur Druckhaltung Regelventil zur Mengeneinstellung

Abb. 4.2 Kennlinien von Seitenkanalpumpen

1.2

1.4

1.6 V/Vn FIC

Pumpen

4.2

4.2

Pumpenkennlinie beim Hintereinanderschalten von 2 Kreiselpumpen

239

Pumpenkennlinie beim Hintereinanderschalten von 2 Kreiselpumpen

Um den Förderdruck in der Rohrleitung zu erhöhen, kann man 2 Pumpen hintereinander schalten. Beim Hintereinanderschalten von 2 Kreiselpumpen ergibt sich die neue Pumpenkennlinie aus der Addition der beiden Einzelförderhöhen. Die Erstellung der neuen Pumpenkennlinie für 2 Pumpen in Reihe wird in Abb. 4.3 gezeigt. Die Förderhöhen werden addiert in vertikaler Richtung.

Erstellung der Pumpenkennlinie für 2 Pumpen in Serie

120

100 Kennlinie von 2 Pumpen in Serie

Druck (mFS)

80

60

Rohrleitungskennlinie

40

Kennlinie einer Pumpe

20

0

Statische Höhendifferenz

0

5

10

15

Volumendurchsatz 1 Pumpe

2 Pumpen in serie

Statische Höhe

2 Pumpen in Serie

Abb. 4.3 Pumpenkennlinie für 2 Kreiselpumpen in Serie

20

(m3/h) Rohrleitungskennlinie

25

240

4

Pumpen

Ergebnis: Förderdruck und Fördermenge werden erhöht bis zu dem Schnittpunkt von der Rohrleitungskennlinie mit der Pumpenkennlinie für 2 Pumpen hintereinander.

4.3

Pumpenkennlinie beim Parallelschalten von 2 Kreiselpumpen

Die Pumpenkennlinie bei Parallelbetrieb von 2 Kreiselpumpen ergibt sich aus der Addition der Einzelfördermengen bei der jeweiligen Förderhöhe (siehe Abb. 4.4). Wegen des größeren Druckverlustes in der Rohrleitung bei Parallelbetrieb benötigt man mehr Förderhöhe, sodass die Gesamtfördermenge kleiner ist als die Summe der Fördermengen bei Einzelbetrieb der Pumpen. Der neue Betriebspunkt ergibt sich aus dem Schnittpunkt der Rohrleitungskennlinie mit der Pumpenkennlinie für 2 parallel geschaltete Pumpen (Abb. 4.4). 60

Druckverlust (m FS)

50

Rohrleitungskennlinie

40 Kennlinie für Parallelbetrieb von 2 Pumpen

30

20 Kennlinie für1 Pumpe

10

0 0

20

40

60

80

Mengendurchsatz (m3/h) 1 Pumpe

2 Pumpen parallel

Parallelbetrieb von 2 Kreiselpumpen

Abb. 4.4 Pumpenkennlinie für 2 Pumpen parallel

Rohrleitungskennlinie

4.4

Kavitation und Pumpensaughöhen

4.4

241

Kavitation und Pumpensaughöhen

Eine Kreiselpumpe funktioniert nur, wenn sie mit Flüssigkeit gefüllt ist. Es dürfen sich keine Dämpfe oder Gase in der Pumpe befinden. Jede Kreiselpumpe benötigt daher eine bestimmte Flüssigkeitszulaufhöhe zur Vermeidung von Verdampfung oder Entgasung in der Pumpe.

4.4.1

Was bedeutet Kavitation?

Kavitation tritt immer dann auf, wenn der statische Druck in der Rohrleitung absinkt auf den Dampfdruck der Flüssigkeit. Dann wird ein Teil der Flüssigkeit verdampft. Es entstehen Dampfblasen, die bei Druckerhöhung implodieren. Bei gasbeladenen Flüssigkeiten entlösen sich die Gase in der Pumpe, wenn der statische Druck absinkt. Eine Kreiselpumpe funktioniert nicht mit Gasen oder Dämpfen als Fördermittel! Der statische Druck wird verringert durch hohe Druckverluste und hohe Strömungsgeschwindigkeiten insbesondere in Engstellen, z. B. in Blenden und Regelventilen und im verengten Saugmund von Pumpen. Höhere Strömungsgeschwindigkeiten vergrößern den kinetischen Druck und reduzieren somit den statischen Druck (Gesetz von Bernoulli), sodass es leichter zur Verdampfung von Flüssigkeit kommt. Unter Kavitationsbedingungen entstehen Dampfblasen, die anschließend bei höherem Druck implodieren. Äußerlich erkennt man Kavitation an einem Abfall der Pumpenleistung, an Lärm und Vibration der Pumpe. Beim Einsatz von Kreiselpumpen bricht die Förderung zusammen, wenn der Kreisel in der Gas- oder Dämpfephase arbeitet, weil die Druckhöhe im Fördermedium erzeugt wird, sodass wegen der geringen Gasdichte kaum noch Förderdruck erzeugt wird. Was passiert bei Kavitation? • Abfall der Förderhöhe und des Wirkungsgrads bis zum Abreißen der Förderung • Geräusche und Laufunruhe mit Dichtungsschäden • Erosion an Laufrad und Pumpe

4.4.2

Erforderliche NPSHR-Werte und vorhandene NPSHA-Werte

Zur Vermeidung von Kavitation benötigt jede Pumpe eine bestimmte Flüssigkeitszulaufhöhe, den sogenannten erforderlichen NPSHR-Wert (Net Positive Suction Head Required). Den erforderlichen NPSHR-Wert ermittelt der Pumpenhersteller anhand des Förderhöhenabfalls der Drosselkurve, wie es in Abb. 4.5 gezeigt wird.

242

4

Pumpen

Abb. 4.5 Ermittlung des erforderlichen NPSH-Werts der Pumpe durch den Förderhöhenabfall in der Drosselkurve [2]

Kavitationsbedingungen in einer Pumpe werden vermieden, wenn der vorhandene NPSHA-Wert der Anlage (Net Positive Suction Head Available) größer ist als der erforderliche NPSHR-Wert der Pumpe. NPSHA > NPSHR Der Begriff NPSHR kommt aus dem Amerikanischen und gibt für Kreiselpumpen die erforderliche Druckhöhe am Pumpeneintritt zur Vermeidung von Kavitation in der Pumpe an. Dieser Wert wird vom Pumpenlieferanten mit den Kennlinien zur Verfügung gestellt Zu empfehlen ist ein Sicherheitszuschlag von 0,5 m FS auf den NPSHR-Wert. NPSHR þ 0,5 m FS < NPSHA Die Berechnung des in der Anlage vorhandenen NPSHA-Wert für unterschiedliche Ansaugbedingungen wird in Abb. 4.6 gezeigt. Wenn zusätzlich die Beschleunigung der Strömungsgeschwindigkeit in der Rohrleitung von 0 auf die Betriebsgeschwindigkeit berücksichtigt wird, gilt folgende Gleichung für den NPSHA-Wert mit dem Dampfdruck der Flüssigkeit ohne gelöste Gase. NPSHA ¼ ΔH þ

P1  PV  ΔPS  ΔPB ðmFSÞ ρg

4.4

Kavitation und Pumpensaughöhen

243

Abb. 4.6 Berechnung des vorhandenen NPSHA-Werts in der Anlage

P1 ¼ Druck über der angesaugten Flüssigkeit ðPaÞ ΔPS ¼ Druckverlust in der Saugleitung (Pa) ρ ¼ Dichte der Flüssigkeit ðkg=m3 Þ PV ¼ Dampfdruck der Flüssigkeit ðPaÞ ΔPB ¼ Beschleunigungsdruckverlust (Pa) ΔH ¼ Zulauf‐oder Ansaughöhe ðm FSÞ Beispiel 4.4.2.1: Kavitationskontrolle bei stationären Bedingungen ohne Beschleunigung

P1 ¼1 bar ρ ¼ 1000 kg/m3

PV ¼ 2400 Pa ΔPS ¼ 68.670 Pa NPSHR ¼ 2,5 m FS

NPSHA ¼ 0 þ

ΔH ¼ 0

ΔPB ¼ 0 Medium ¼ Wasser

1  105  2400  68:670  0 ¼ 2,95 mFS 1000  9,81

NPSHA ¼ 2,95 m FS > NPSHR ¼ 2,5 m FS Keine Kavitation!

Beispiel 4.4.2.2: Kavitationskontrolle mit Berücksichtigung der Beschleunigung

Daten wie in Beispiel 4.4.2.1, aber das Wasser muss beim Anfahren zunächst von 0 m/s auf 3 m/s Strömungsgeschwindigkeit in der Saugleitung beschleunigt werden.

244

4

Pumpen

Dieser Beschleunigungsdruckverlust ΔPB wird mit der Massenstromdichte m ermittelt. m ¼ w  ρ ¼ 3  1000 ¼ 3000 kg=m2 s
 ΔPB ¼ m kg=m2 s  Δw ¼ 1000  ð3  0Þ ¼ 9000 Pa NPSHA ¼ 0 þ

1  105  2400  68:670  9000 ¼ 2,04 mFS 1000  9,81

NPSHA ¼ 2,04 m FS < NPSHR ¼ 2,5 m FS

Kavitation!

Besonders kavitationsgefährdet sind Pumpen für reine Flüssigkeiten mit einem großen Dampf-Flüssigkeits-Verhältnis, z. B. kaltes Wasser, während bei Mehrkomponentengemischen, z. B. Kohlenwasserstoffen, die Kavitationsgefahr geringer ist, weil nur ein Teil der leichtflüchtigen Anteile beim Unterschreiten des erforderlichen NPSHR-Werts in der Pumpe verdampft. Da der NPSHR-Wert mit kaltem Wasser gemessen wird, gibt es vom Hydraulic Institute in den USA eine Umrechnungsmethode für andere Flüssigkeiten. Aus Abb. 4.5 geht hervor, dass der NPSHR-Wert mit zunehmender Fördermenge ansteigt, während der vorhandene Anlagen-NPSHA-Wert wegen der zunehmenden Druckverluste mit zunehmender Menge in der Saugleitung abnimmt (Abb. 4.5).

4.4.3

Einfluss gelöster Gase auf die Kavitation in Pumpen

Die Berechnung des vorhandenen NPSHA-Werts der Anlage wird komplizierter, wenn in der geförderten Flüssigkeit Gase gelöst sind. Die gelösten Gase werden bei der Absenkung des statischen Drucks in der Pumpe entlöst und behindern die Funktion der Pumpe. Typische Beispiele für gashaltige Flüssigkeiten: Luftgesättigtes Kühlwasser vom Kühlturm NH3 und H2S im Sauerwasser HCl in chlorierten Kohlenwasserstoffen Erdgas im Glykol Grundsätzlich sollte der Gasgehalt der geförderten Flüssigkeit in der Pumpe geringer sein als 2,5 % Gasanteil. Dabei spielt es keine Rolle, ob diese 2,5 % Gasanteil in der Pumpe aus einer Teilverdampfung der Flüssigkeit bei abgesenktem statischen Druck resultieren oder aus der Freisetzung gelöster Gase bei Druckabsenkung.

4.4

Kavitation und Pumpensaughöhen

245

In der Praxis ist es daher üblich, dass man den sogenannten „effektiven Dampfdruck“ Peff der gasbeladenen Flüssigkeit ermittelt und mit diesem „effektiven Dampfdruck“ den vorhandenen NPSHA-Wert der Anlage oder die zulässige Saughöhe bestimmt. In [3] wird gezeigt, wie man den „effektiven Dampfdruck“ ermittelt. Das folgende Beispiel 4.4.3.1 verdeutlicht den Einfluss von im Wasser gelöster Luft auf den NPSHA-Wert der Anlage. Beispiel 4.4.3.1: Berechnung des vorhandenen NPSHA-Werts ohne und mit gelöster Luft im Wasser beim Ansaugen aus 4 m Tiefe bei 25  C

P1 ¼ 1 bar

PV ¼ 0,032 bar

ΔPS ¼ 0,1 bar

ρ ¼ 997 kg/m3

H¼4m

NPSHA – Berechnung für PV =0,032 bar ohne gelöste Luft: NPSHA ¼ H þ

ð1  0,032  0,1Þ  105 P1  PV  ΔPS ¼ 4 þ ¼ 4,87 mFS ρg 997  9,81

NPSHA-Berechnung für Peff ¼ 0,456 bar mit gelöster Luft (100 % Sättigung) NPSHA ¼ H þ

ð1  0,456  0,1Þ  105 P1  PV  ΔPS ¼ 4 þ ¼ 0,54 mFS ρg 997  9,81

Nach dem Henry’schen Gesetz nimmt die Gaslöslichkeit mit zunehmendem Druck zu [3]. Im Beispiel 4.4.3.2 wird gezeigt, wie der effektive Dampfdruck und der NPSHAWert sich bei unterschiedlichen Saugdrücken und Stickstoffsättigungen ändern.

Beispiel 4.4.3.2: Berechnung des vorhandenen NPSHA-Werts von Hexan mit gelöstem Stickstoff bei unterschiedlichen Stickstoffdrücken P1 über dem Hexan

ρ ¼ 654 kg/m3

ΔPS ¼ 0,05 bar

H ¼ 0 mFS

a) P1 ¼ 1 bar Peff ¼ 0,9 bar bei 100 % Stickstoffsättigung NPSHA ¼ H þ

P1  Peff  ΔPS ð1  0,9  0,05Þ  105 ¼0þ ¼ 0,779 mFS ρg 654  9,81

b) P1 ¼ 2 bar Peff ¼ 1,85 bar bei 100 % Stickstoffsättigung NPSHA ¼ H þ

P1  Peff  ΔPS ð2  1,85  0,05Þ  105 ¼0þ ¼ 1,55 mFS ρg 654  9,81

c) P1 ¼ 4 bar Peff ¼ 3,67 bar bei 100 % Stickstoffsättigung

246

4

NPSHA ¼ H þ

Pumpen

P1  Peff  ΔPS ð4  3,67  0,05Þ  105 ¼0þ ¼ 4,36 mFS ρg 654  9,81

d) Ohne gelösten Stickstoff mit dem physikalischen Dampfdruck PV: P1 ¼ 1 bar

PV ¼ 0,2 bar

NPSHA ¼ H þ

4.4.4

ð1  0,2  0,05Þ  105 P1  PV  ΔPS ¼0þ ¼ 11,7 mFS ρg 654  9,81

Gasvolumenanteil in der Pumpe

Alternativ kann die bei dem abgesenkten Druck Pmin in der Pumpe freigesetzte Gasmenge oder der Gasanteil f von der Fördermenge in der Pumpe berechnet werden. Das wird in der Rohrleitungs-Fibel [3] mit Beispielen gezeigt In Abb. 4.7 ist der Gasvolumenanteil von Luft und Sauerstoff in Wasser bei unterschiedlicher Gassättigung als Funktion der Druckabsenkung in der Pumpe dargestellt. Ebenfalls eingetragen ist der maximal zulässige Grenzwert von 2,5 % Gas in der Pumpe.

Gasvolumenanteil in der Pumpe als Funktion des abgesenkten Drucks 0,16 0,14

0,10 0,08 0,06 0,04 0,02 0 1

0,9

0,8

0,7

0,6

0,5

0,4

0,3

0,2

Druck (bar) Luft 100 %

Luft 50 %

Sauerstoff 100 %

Sauerstoff 50 %

Abb. 4.7 Gasvolumenfraktion als Funktion des Unterdrucks in der Pumpe

2,5 % Gas

Gasfraktion

0,12

4.4

Kavitation und Pumpensaughöhen

4.4.5

247

Zulässige Saughöhen

Normalerweise überprüft man die Funktionsfähigkeit einer Pumpe, indem man kontrolliert, ob der vorhandene Anlagen-NPSHA-Wert größer ist als der für die Pumpe erforderliche NPSHR-Wert. In der Praxis interessiert aber auch die mögliche Saughöhe bzw. die Frage, aus welcher Tiefe man das Medium ansaugen kann ohne Verdampfung oder Entgasung in der Saugleitung. Die zulässige Saughöhe HS für den physikalischen Dampfdruck PV bzw. den effektiven Dampfdruck Peff bestimmt man wie folgt:  Physikalischer Dampfdruck: H S ¼ ðNPSHR þ 0,5Þ 

P1  PV  ΔPS ρg





P1  Peff Effektiver Dampfdruck: H S ¼ ðNPSHR þ 0,5Þ   ΔPS ρg

 ðmFSÞ

ðmFSÞ

HS ¼ Zulässige Saughöhe ðm FSÞ P1 ¼ Druck auf der angesaugten FlüssigkeitðPaÞ PV ¼ Dampfdruck der FlüssigkeitðPaÞ ΔPS ¼ Druckverlust in der Saugleitung ðm FSÞ Peff ¼ effektiver DampfdruckðPaÞ Beispiel 4.4.5.1: Kann Benzin aus 3 m Tiefe angesaugt werden?

P1 ¼ 1 bar ΔPS ¼ 3 m FS

PV ¼ 0,55 bar (Benzin bei 30  C) NPSHR ¼ 2 m FS

ρ ¼ 735 kg/m3

Berechnung mit dem physikalischen Dampfdruck von Benzin:  H S ¼ ðNPSHR þ 0,5Þ 

P1  PV  ΔPS ρg



 ¼ ð2 þ 0,5Þ 

 ð1  0,55Þ  105  3 ¼ 0,74 mFS 735  9,81

Das Benzin kann wegen des hohen Dampfdrucks nur aus 0,74 m Tiefe angesaugt werden, wenn eine Verdampfung in der Saugleitung vermieden werden soll.

Beispiel 4.4.5.2: Zulässigen Saughöhe HS für Wasser bei 25  C

P1 ¼ 1 bar

ΔPS ¼ 0,1 bar

NPSHR ¼ 2,5 m FS

ρ ¼ 997 kg/m3

Berechnung für den physikalischen Dampfdruck ohne gelöste Luft mit PV ¼ 0,032 bar

248

4

Pumpen

Tab. 4.1 Ansaug- bzw. Zulaufhöhen für Wasser mit gelösten Gasen Wasser bei 25  C

Daten: ΔPS ¼ 0,1 bar Gasbeladung Kein Gas Luft (100 %) Luft (50 %) Sauerstoff (100 %) CO2 (100 %) CO2 (50 %)

Dampfdruck PV ¼ 0,032 bar NPSHR ¼ 2,5 m FS Saughöhe (m FS) 6,37 2,04 4,1 0,81 +3,2 (Zulaufhöhe) 1,6

Peff (bar) 0,032 0,456 0,252 0,576 0,97 0,5 

H S ¼ ðNPSHR þ 0,5Þ 

P1  PV  ΔPS ρg

 ¼ ð2,5 þ 0,5Þ 

P1 ¼ 1 bar

ð1  0,032  0, 1Þ  105 ¼ 5,87 mFS 997  9,81

Berechnung für den effektiven Dampfdruck mit gelöster Luft bei Luftsättigung im Wasser mit Peff ¼ 0,456 bar   P1  Peff H S ¼ ðNPSHR þ 0,5Þ   ΔPS ρg ¼ ð2,5 þ 0,5Þ 

ð1  0,456  0,1Þ  105 ¼ 1,54 mFS 997  9,81

In [3] findet man Saughöhenberechnungen für Lösemittel mit dem physikalischen und dem effektiven Dampfdruck. In (Tab. 4.1) sind die Ansaug- bzw. Zulaufhöhen für Wasser mit gelösten Gasen tabelliert.

4.5

Regelung von Kreiselpumpen über Drosselung oder Drehzahl

4.5.1

Drosselregelung (Abb. 4.8)

Bei konstanter Drehzahl kann durch einen künstlich erzeugten Druckverlust mit Hilfe eines Drossel- oder Regelventils die Förderhöhe vergrößert werden, so dass entsprechend der Pumpenkennlinie der Mengendurchsatz zurückgeht. Eine Drosselregelung ist einfach und betriebssicher, stellt aber eine Verlustregelung dar. In Abb. 4.9 ist dargestellt, wie die Fördermenge vom Betriebspunkt B durch eine Druckanhebung im Regelventil auf die Fördermenge am Betriebspunkt A gedrosselt wird. Der Betriebspunkt liegt am Schnittpunkt von Rohrleitungs- und die Pumpenkennlinie.

4.5

Regelung von Kreiselpumpen über Drosselung oder Drehzahl

249

Pumpenkennlinie B3 B2 Förderhöhe [mFS]

B1

Q3

Q2

Q1

Hstat.

Abb. 4.8 Drosselregelung von Kreiselpumpen

Die Rohrleitungskennlinie wird durch den Druckverlust im Regelventil angehoben auf den geforderten Betriebspunkt auf der Pumpenkennlinie.

Abb. 4.9 Betriebspunktverschiebung durch den Druckverlust im Regelventil

250

4.5.2

4

Pumpen

Drehzahlregelung (Abb. 4.10)

Durch die Änderung der Drehzahl verschiebt man die Pumpenkennlinie entsprechend den Affinitätsgesetzen. Die Verschiebung auf einen anderen Betriebspunkt B bei einer anderen Drehzahl n ist in Abb. 4.10 dargestellt. Vorteile: • Energieeinsparung • Regelbereich 50–100 % ohne Regelventil Nachteile: • teuer und störanfällig • Verschiebung in nicht optimale Pumpbereiche mit Flattern Affinitätsgesetze für die Drehzahlregelung:  2 H1 n1 ¼ H2 n2

Q 1 n1 ¼ Q 2 n2

 3 n1 N1 ¼ n2 N2


 Q ¼ Fördermenge m3 =h N ¼ Leistungsbedarf ðkWÞ H ¼ Förderhöheðm FSÞ n ¼ DrehzahlðU= min Þ

Pumpenkennl Förderhöhe (mFS)

inie

Rohrleitungskenninie

B1 B2

n1

B3

n2 n3 n4

Q3

Q2 Q [m3 /h]

Abb. 4.10 Drehzahlregelung von Kreiselpumpen

Q1

Hstat.

4.6

Entlüftung der Saugleitung

251

Die Fördermenge ändert sich mit dem Verhältnis der Drehzahlen, die Förderhöhe mit dem Quadrat des Drehzahlverhältnisses. Beispiel 4.5.2.1: Umrechnung der Förderleistung und Förderhöhe bei einer anderen Drehzahl H ¼ 61 m FS Q ¼ 684 m3/h Neue Drehzahl n2 ¼ 1200 U/min

N ¼ 150 kW

n1 ¼ 1800 U/min

1200  684 ¼ 456 m3 =h 1800  1200 2  61 ¼ 27,1 mFS H2 ¼ 1800

Q2 ¼

Hinweis: Der starke Förderhöhenabfall mit dem Quadrat des Drehzahlverhältnisses kann in der Praxis Probleme verursachen, wenn eine erforderliche statische Höhe nicht erreicht wird. Wenig Sinn macht eine Drehzahlregelung, wenn ein statischer Gegendruck zu überwinden ist. In Abb. 4.11 ist der Leistungsbedarf für die Regelung der Fördermenge zwischen 20 m3/h und 40 m3/h mit Regelventil und Drehzahländerung dargestellt. Weil die Förderhöhe mit dem Quadrat des Drehzahlquotienten abnimmt, muss die Pumpe für einen maxialen Förderdruck von 10 bar bei 40 m3/h ¼ 100 % Fördermenge ausgelegt werden, um den Durchsatz auf eine Fördermenge von 25 m3/h drosseln zu können. Bei der Drehzahlregelung muss ein viel größerer Motor installiert werden. Der Leistungsbedarf mit Drehzahlregelung in der Leitung ohne statischen Gegendruck ist etwas geringer als bei der Mengenregelung mit dem Regelventil. Bei einem statischen Gegendruck von 2 bar zusätzlich zum dynamischen Druckverlust liegt der Leistungsbedarf der drehzahkgeregelten Pumpe ab einer Fördermenge von 25 m3/h deutlich über dem Leistungsbedarf von Pumpen mit Regelventilregelung.

4.6

Entlüftung der Saugleitung

Eine Kreiselpumpe funktioniert nur, wenn sie mit Flüssigkeit gefüllt ist.

252

4

Pumpen

Abb. 4.11 Leistungsbedarf von Pumpen bei Regelung mit Regelventil oder mit Drehzahl

Wenn die Saugleitung mit Luft gefüllt ist, z. B. bei der ersten Inbetriebnahme oder bei Produktwechsel oder beim Ansaugen aus tiefer gelegenen Behältern mit undichtem Fussventil, muss die Pumpe vor Inbetriebnahme mit Flüssigkeit aufgefüllt werden. Dazu gibt es die in Abb. 4.12 gezeigten Möglichkeiten: • • • •

Saugbehälter zum Anfahren über der Pumpe Beipass von der Druck- zur Saugseite Separate Fülleitung Vakuumansaugung

Alternativ können Tauchpumpen oder Tauchmotorpumpen eingesetzt werden.

4.6

Entlüftung der Saugleitung

253

Entlüftung

a:

Saugbehälter

Entlüftung

b:

Beipass Druck-/Saugseite

Entlüftung

Abb. 4.12 Ansaughilfen für Kreiselpumpen

c:

Separate Füllleitung

d:

Vakuumansaugung

254

4

Pumpen

Luft

Hs

P1

ps B

M

Abb. 4.13 Vakuumvorlage zum Entlüften der Saugleitung

Oft genügt auch eine sogenannte selbstansaugende Kreiselpumpe mit einem zusätzlichen Stirnrad zur Gasabsaugung. Wenn man einen Behälter oder einen Tank- bzw. Kesselwagen über Kopf abpumpen möchte, hat man ständig das Problem der luftgefüllten Saugleitung. Man löst dieses Problem durch die Installation eines vakuumdichten Behälters B in der Saugleitung und eines Produktspeichers in der Druckleitung. Dieser Produktspeicher dient zur Befüllung des Saugbehälters (Abb. 4.13). Funktionsbeschreibung: Die normalsaugende Kreiselpumpe saugt die Flüssigkeit aus dem Saugbehälter B ab und erzeugt in der Saugleitung ein Vakuum, das die Flüssigkeit aus dem Behälter über Kopf in den Behälter B hebert. Die abgesaugte Luft verbleibt in B und die über den Berg geheberte Flüssigkeit wird abgepumpt. Entscheidend ist die richtige Auslegung der Vakuumvorlage B für das abzusaugende Luftvolumen VLuft in der Saugleitung und der erforderliche Saugdruck PS zum Hochsaugen bzw. Hebern der Flüssigkeit. Die Berechnung des erforderlichen Volumens VB der Vakuumvorlage B, des erforderlichen Saugdrucks PS zum Hebern und die Berechnung der maximal zulässigen Saughöhe HSmax wird in [3] gegeben. Auch die erhöhte Kavitationsgefahr durch den abgesenkten Druck in der Pumpenvorlage wird in [3] diskutiert (siehe Abb. 4.14).

4.7

Rohrleitungsdimensionierung für Kreiselpumpen

Bei der Auslegung bzw. Dimensionierung der Rohrleitungen für eine Kreiselpumpe müssen die unterschiedlichen Kriterien für die Saug- und Druckleitung beachtet werden.

4.7

Rohrleitungsdimensionierung für Kreiselpumpen

255

Abb. 4.14 Verringerung des NPSHA-Werts durch den Unterdruck

Die richtige Dimensionierung der Saugleitung ist entscheidend für einen störungsfreien Pumpenbetrieb. Es darf nicht zur Gas- oder Dampfblasenbildung im Pumpeneintritt kommen. Kontrolle: Der NPSHA-Wert der Anlage muss größer sein als der NPSHR-Wert der Kreiselpumpe! Die Bemessung der Druckleitung erfolgt nach wirtschaftlichen Gesichtspunkten: Ein größerer Rohrleitungsdurchmesser verursacht höhere Investitionskosten, reduziert aber die Energiekosten für das Pumpen. Bei den Investitionskosten müssen unbedingt mögliche Mehrkosten für Beheizung und Isolierung der Rohrleitung berücksichtigt werden. Für kleinere Nennweiten verringern sich die Rohrleitungskosten, aber die Pumpen werden teurer. Die wesentlichen Formeln für die Berechnung von Pumpenkreisläufen sind im folgenden aufgelistet: P  PV  ΔPSaug ðmFSÞ ρg PSaug ¼ P þ HS  ρ  g  ΔPSaug ðPaÞ P  ΔPsaug H saug ¼ HS þ ðmFSÞ ρg

NPSHA ¼ HS þ

256

4

Pumpen

 L w2  ρ ðPaÞ ΔPD ¼ f  þ K ges  d 2  2 V  ρ  100ðPaÞ ΔPRV ¼ Kv  w2  ρ L ΔPWT ¼  z  f  þ 4 ðPaÞ 2 d ΔPDruck ¼ ΔPD þ ΔPRV þ ΔPWT ðPaÞ ΔPDruck ðmFSÞ H Druck ¼ HD þ ρg
 V  ρ  H Druck  H Saug ðkW Þ N ¼ 1,1  367200  η d ¼ RohrduchmesserðmÞ Hdruck ¼ Druckhöhe am DruckstutzenðmFSÞ HSaug ¼ Druckhöhe am SaugstutzenðmFSÞ f ¼ Reibungsbeiwert HD ¼ Statische Höhe auf der DruckseiteðmFSÞ Hdruck ¼ Statische Höhe am DruckseiteðmFSÞ HS ¼ Statische Höhe auf der SaugseiteðmFSÞ Kges ¼ Widerstandsbeiwerte der Formstücke L ¼ RohrleitungslängeðmÞ N ¼ Pumpenleistungsbedarf ðkWÞ NPSHA ¼ Vorhandener NPSHA‐WertðmFSÞ P ¼ Druck über der FlüssigkeitðPaÞ Peff ¼ effektiver DampfdruckðPaÞ Psaug ¼ Druck am SaugstutzenðPaÞ
 V ¼ Fördermenge m3 =h w ¼ Strömungsgeschwindigkeitðm=sÞ z ¼ Wärmetauschergangzahl ΔPD ¼ Druckverlust in der DruckleitungðPaÞ ΔPDruck ¼ Druckseitiger GesamtdruckverlustðPaÞ ΔPRV ¼ Druckverlust im RegelventilðPaÞ ΔPwt ¼ Druckverlust im Wärmetauscher ðPaÞ η ¼ Pumpenwirkungsgard
 ρ ¼ Flüssigkeitsdichte kg=m3 Die Anwendung der Gleichungen wird in den beiden Beispielen 4.7.1 und 4.7.2 gezeigt.

4.7

Rohrleitungsdimensionierung für Kreiselpumpen

257

In Beispiel 4.7.1 wird ein Gas mit Wasser im direkten Kontakt gekühlt. Dabei wird das Wasser bis zur Sättigung mit Gas beladen. Deshalb muss der NPSHA-Wert mit dem effektiven Dampfdruck Peff berechnet werden. In Beispiel 4.7.2 wird der Leistungsbedarf der Pumpe für zwei unterschiedliche Nennweiten auf der Druckseite ermittelt. Die kleinere Leitung ist billiger, benötigt aber mehr Pumpenleistung.Es wird eine wirtschaftliche Beurteilung der Energieeinsparung durch die größere Nennweite auf Basis der Betriebskostenkapitalisierung gegeben.

Beispiel 4.7.1: Auslegung eines Pumpenumlaufs für luftgesättigtes Wasser

V¼50 m3/h Pk ¼ 1bar

HS¼ 3 m FS ρ ¼ 988 kg/m3

HD ¼ 25 m FS NPSHPumpe ¼ 2,5 m FS Peff ¼ 0,5 bar ¼ effektiver Dampfdruck

Berechnung des vorhandenen NPSHA-Werts Anlage mit Pe: NPSHA ¼ HS þ

ð1  0, 5Þ  105 Pk  Pe ΔPsaug 2899  ¼3þ  ρg 988  9:81 ρg 988  9,81

¼ 7,8 mFS > NPSHR ¼ 2 , 5 m FS

Keine Kavitation!

Berchnung der statischen Höhe HSaug auf der Saugseite: ΔPSaug¼ 2899 Pa H saug ¼ HS þ

Pk  ΔPsaug 100:000  2899 ¼ 13 mFS ¼3þ 988  9:81 ρg

258

4

Pumpen

Berchnung der statischen Höhe HDruck auf der Druckseite: Pk ¼ 1bar ΔPD ¼ 64928Pa ΔPRV ¼ 50:408Pa ΔPWT ¼ 42:793Pa PDruck ¼ Pk þ ΔPD þ ΔPRV þ ΔPWT ¼ 100:000 þ 64:928 þ 50:408 þ 42:793 ¼ 258:129 P 258:129 H Druck ¼ HD þ Druck ¼ 25 þ ¼ 51,6mFS 988  9,81 ρg Berechnung des Leistungsbedarfs N der Pumpe mit η ¼ 50 % Wirkungsgard: ΔHPumpe ¼ HDruck  HSaug ¼ 51,6  13 ¼ 38,6 mFS V  ρ  ΔH  g 50  988  38,6  9,81 N ¼ 1,1  ¼ ¼ 10,4 kW η  1000 3600  0,5  1000

Beispiel 4.7.2: Leistungsbedarf der Pumpe für 1000 m Druckleitung alternativ für DN 80 und DN 100

V ¼ 30 m3/h Pκ¼ Pv ¼ 0,2 bar

HS¼4 m FS ρ ¼ 800 kg/m3

HD¼10 m FS NPSHR ¼ 2,2 m FS Pv ¼ 0,2 bar ¼ Dampfdruck

Berechnung des vorhandenen NPSHA-Werts der Anlage mit Pe: NPSHA ¼ HS þ

ð0:2  0:2Þ  105 Pk  Pv ΔPSaug 10:000  ¼4þ  800  9,81 ρg ρg 800  9,81

¼ 2,7 mFS > NPSHR ¼ 2 , 2 m FS

Keine Kavitation!

4.7

Rohrleitungsdimensionierung für Kreiselpumpen

259

Berechnung der sattischen Höhe HSaug auf der Saugseite: ΔPSaug ¼ 10000 Pa H Saug ¼ HS þ

Pk  ΔPSaug 20:000  10:000 ¼4þ ¼ 5,3 mFS ρg 800  9,81

Berechnung der statischen Höhe HDruck auf der Druckscite für 1000m DN 80 PTank ¼ 1 bar

ΔPD ¼ 4.4 bar

H Druck ¼ HD þ

ΔPRV ¼ 1 bar

ΔPwr¼ 0,8 bar PDruck¼ 7.2 bar

PDruck 7:2  105 ¼ 10 þ ¼ 101,8 mFS ρg 800  9,81

Berechnung des Leistungsbedarfs N der Pumpe mit η¼0,5 für 1000 m DN 80 N ¼ 1,1 

V  ρ  ΔH  g 30  800  ð101, 8  5,3Þ  9,81 ¼ 12,6 kW ¼ 3600  0:5  1000 η  1000

Berechnung der statischen Höhe HDruck auf der Druckseite für 1000 m DN 100 PTank ¼ 1 bar

ΔPD ¼ 1,5 bar

H Druck ¼ HD þ

ΔPRV ¼ 0,5 bar

ΔPWT¼ 0,8 bar PDruck¼ 3.8 bar

PDruck 3,8  105 ¼ 10 þ ¼ 58,4 mFS ρg 800  9,81

Berechnung des Leistungsbedarfs N der Pumpe mit η ¼ 0,5 für 1000m DN 100 N ¼ 1,1 

V  ρ  ΔH  g 30  800  ð58,4  5,3Þ  9,81 ¼ 6,95 kW ¼ 3600  0:5  1000 η  1000

Wirtschaftlichkeitsbetrachtung 1. Ermittlung der Betriebskosten für unterschiedliche Nennweiten: Leistungsbedarf der Pumpe, Wärmeverluste der Rohrleitung, Beheizungsenergie 2. Berechnung der Betriebskosteneinsparung durch eine größere Nennweite 3. Zurückdiskontierung der Betriebskosteneinsparung auf den Investitionszeitraum 4. Ermittlung der höheren Investitionskosten für eine größere Nennweite unter Berücksichtigung von Werkstoff, Isolierung, Begleitheizung

260

4

Pumpen

Beispiel 4.7.3: Wirtschaftlichkeitsbetrachtung für Beispiel 4.7.2

Berechnung der Stromkosteneinsparung: Die Rohrleitung DN 80 benötigt 12 kW für das Pumpen: 72.000 kWh/a Die Rohrleitung DN 100 benötigt 5,3 kW für das Pumpen: 31.800 kWh/a Stromeinsparung durch DN 100: 40.200 kWh/a Bei einem Strompreis von 0,15 Euro/kWh beträgt die Jahreseinsparung 6030 Euro/a. Weil die Einsparungen erst später erfolgen und die Investitionskosten sofort anfallen, müssen die Einsparungen auf den Anschaffungszeitpunkt zurückdiskontiert werden. In die Berechnung des Diskontfaktors PVges gehen die Betriebsdauer n, der Zinssatz i und die jährliche Kostensteigerung e ein. e ¼ Kostensteigerungsfaktor ¼ 3 % i ¼ Zinssatz ¼ 6 % n ¼ Betriebszeit ¼ 10 Jahre Den Diskontfaktor PVges für die gesamte Betriebszeit ermittelt man folgendermaßen: 2 3 10 3 1 þ 0,03 1þe n  17 6 1 þ e 6 1 þ i  17 1 þ 0,03 6 1 þ 0,06 7  ¼ 4 6  ¼ 5 7 ¼ 8,57 1þe 1þi 1 þ 0,06 4 1 þ 0,03 5 1  1 1þi 1 þ 0,06 2

PV ges

Zurückdiskontierte Betriebskosteneinsparung ¼ 8,57  6030 ¼ 51.677 Euro in 10 Jahren Zusätzliche Investitionskosten für 1000 m DN 100 statt DN 80: 30.000,- € Fazit: Für eine Betriebszeit von 10 Jahren ist die größere Investition für eine Rohrleitung DN 100 wirtschaftlich.

4.8

Kreiselpumpen-Probleme

1. Höhere Viskositäten der Förderflüssigkeit Problem: Wirkungsgradabfall und hohe Leistungsaufnahme Unzureichende Kühlung in Spaltrohrmotor- und Magnetkupplungspumpen Mit zunehmender Viskosität nimmt die Förderhöhe ab und der Leistungsbedarf steigt. Empfehlung: Bei höheren Viskositäten eine Verdrängerpumpe einsetzen (Abb. 4.15)

4.8

Kreiselpumpen-Probleme

261

2. Gasgehalt in der Flüssigkeit Problem: Leistungsabfall mit zunehmendem Gasgehalt Zulässig: max. 3 Vol.% Durch die Freisetzung von gelösten Gasen bei dem niedrigeren Pumpeninnendruck kommt es zu einer Gasanreicherung in der Pumpe mitTotalausfall der Förderung. Eine gasgefüllte Kreiselpumpe fördert keine Flüssigkeit! Abhilfen: Inducer ¼ Booster-Pumpe zur Druckerhöhung in der Pumpe Selbstansaugende Pumpen (selfpriming) mit Extralaufrad Rotierende Verdrängerpumpen

3. Emissionen Problem: Einhaltung der TA Luft Kein Produktaustritt in die Atmosphäre Abhilfen: Dichtungslose Pumpen ! Spaltrohrmotorpumpen ð4Þ ! Magnetkupplungspumpen ð4Þ Doppelte Gleitringdichtungen mit Sperrflüssigkeitsbehälter a) Back-to-Back-Dichtungen mit Trennflüssigkeitszirkulation und Wärmeabfuhr Funktionskontrolle: Niveau im Sperrdruckbehälter b) Tandem-Dichtung mit Trennflüssigkeit, wenn keine Produktkontamination zulässig ist Funktionskontrolle: Druck und Niveau im Sperrflüssigkeitsbehälter

4. Abrasive Partikel in der Förderflüssigkeit Problem: Erosion Beispiel: Rauchgaswäschen Abhilfen: Kreiselpumpen aus Hartmetall Kreiselpumpen mit Gummierung Freistrompumpen mit offenem Laufrad Exzenterschneckenpumpen mit niedriger Drehzahl Druckluft-Membranpumpen Mammut-Pumpen mit Gasinjektion

262

4

Zahnrad

Innenzahnrad

Kreiskolben

Kolbenpumpe

Schraubenspindel

Drehschieber

Schraubenspindel

Pumpen

Exzenterschneckenpumpe

Verschiedene Kreiskolbenpumpen

Schlauchpumpe

Abb. 4.15 Bauarten von Verdrängerpumpen

Flexibel Liner

Literatur

263

5. Erstarrende Flüssigkeiten Problem: Erstarrung des Fluids in der Pumpe ! Verstopfung Abhilfen: Heizmantel und Entleerungsmöglichkeit 6. Korrosive Flüssigkeiten Problem: Pumpenzerstörung durch chemischen Angriff Abhilfen: Geeignete Werkstoffe, z. B. Edelstahl, Duplex, Sondermetalle (Monel 400 oder Incoloy 825) Kunststoff für anorganische Säuren: HCl, HF, H2SO4, Chloride

Literatur 1. Faragallah, W.H.: Seitenkanal-Strömungsmaschinen. Faragallah, Sulzbach (1992) 2. KSB AG „Auslegung von Kreiselpumpen“. Vogel, Frankenthal 1999 3. Nitsche, M.: Rohrleitungs-Fibel für die tägliche Praxis. Vulkan, Essen (2016) 4. Neumaier, R.: Hermetische Pumpen. Faragallah, Sulzbach (1994)

5

Regelventile

In Abb. 5.1 ist ein Regelventil dargestellt. Im Wesentlichen werden die folgenden Themen behandelt: • • • • • • •

Was ist wichtig bei der Auslegung und Auswahl von Regelventilen? Berechnungsablauf für eine Regelventilauslegung Regelventilauslegung mit Kontrollberechnung Ermittlung des kV-Werts nach DIN IEC 534 Maximal zulässiges ΔP im Regelventil im Hinblick auf Kavitation Korrekturfaktoren Geometriefaktor und Expansionsfaktor Ventilkennlinien und Betriebskennlinien

5.1

Was ist wichtig bei der Auslegung und Auswahl eines Regelventils?

Zur Auslegung eines Regelventils benötigt man folgende Informationen: • Pumpenkennlinie mit den Förderhöhen in Abhängigkeit von der Fördermenge • Rohrleitungskennlinie mit den Druckverlust als Funktion der Durchsatzmenge • Maximaler und minimaler Mengendurchsatz sowie die Stoffdaten des Fördermediums Folgende Punkte müssen vor der Auslegung geklärt werden: • Welcher Differenzdruck steht für das Regelventil zur Verfügung?

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_5

265

266

5

Regelventile

Abb. 5.1 Regelventil

• Welcher Differenzdruck im Regelventil wird für eine funktionsfähige Regelung benötigt bzw. welchen Anteil vom dynamischen Druckverlust ordnet man dem Regelventil zu? • Was ist die maximal zulässige Druckdifferenz im Regelventil, wenn Kavitation von Flüssigkeiten oder Schallgeschwindigkeit und Lärm bei Gasen vermieden werden soll? • Welches ist der maximale Differenzdruck im Regelventil bei Drosselung auf die minimale Fördermenge? • Welche Kennlinie ist optimal für die vorliegende Aufgabenstellung unter Berücksichtigung des dynamischen Druckverlustes in der Rohrleitung und den Formstücken? Vorgehensweise bei der Auslegung einer Regelarmatur: 1. Ermittlung der Rohrleitungskennlinie mit dem dynamischen Druckverlust in der Rohrleitung 2. Bestimmung des verfügbaren Differenzdrucks für das Regelventil

5.2

Berechnungen des verfügbaren und des benötigten DPRV

267

3. Berechnung des erforderlichen kV-Werts für den maximalen Durchfluss 4. Kontrollberechnung für den gewählten kVS-Wert 5. Ermittlung des maximalen ΔP im Regelventil bei Drosselung auf den minimalen Durchsatz 6. Bestimmung des maximal zulässigen ΔP im Regelorgan 7. Erstellung der Betriebskennlinie der Regelarmatur In Abb. 5.2 ist ein Funktionsfließbild für den Einsatz eines Regelventils dargestellt. Es wird gezeigt, wofür man ein Regelventil benötigt. In dem Fließbild wird mit einer Pumpe P eine bestimmte Menge aus dem Behälter A in den Behälter B gefördert. Die Regelung der Fördermenge erfolgt über einen Regler – FIC, LIC, TIC, PIC – und ein Regelventil, das vom Regler geöffnet und geschlossen wird. Wie funktioniert die Regelung? Mithilfe der Regelarmatur erhöht man den Druckverlust in der Rohrleitung bis zu dem gewünschten Betriebspunkt auf der Pumpenkennlinie, z. B. P ¼ 5,15 bar für eine Fördermenge von 115 m3/h. In diesem Fall beträgt der Differenzdruck im Regelventil 1,7 bar. Zur Drosselung auf die minimale Fördermenge 28,75 m3/h muss im Regelventil ein Differenzdruck von 5,73 bar eingestellt werden, damit auf der Pumpendrosselkurve der Betriebspunkt P ¼ 5,95 für eine Fördermenge von 28,75 m3/h erreicht wird. Bei einer derart hohen Druckdifferenz im Regelventil besteht Kavitationsgefahr.

5.2

Berechnungen des verfügbaren und des benötigten DPRV

Berechnung der verfügbaren Druckdifferenz ΔPverf für das Regelventil ΔPverf ¼ PPumpe  ΔPstat  ΔPL ðbarÞ ΔPstat ¼ PA  PB þ ΔH  ϱ  9,81  105 ðbarÞ

268

Abb. 5.2 Funktionsschema eines Regelventils [1]

5

Regelventile

5.3

Regelventilauslegung

269

PPumpe ¼ Pumpenf€orderdruck ðbarÞ APstat ¼ Statische Druckdifferenz ðbarÞ APL ¼ Druckverlust in Rohrleitung und Apparaten ðbarÞ ΔH ¼ H€ohendifferenz ðmÞ
 ρ ¼ Fl€ussigkeitsdichte kg=m3 Ein Beispiel zur Berechnung der verfügbaren Druckdifferenz für das Regelventil wird in [1] gegeben. Berechnung der benötigten Druckdifferenz ΔPben im Regelventil für eine funktionsfähige Regelung: " # 2 qmax ΔPben ¼ 0,05  PPumpe þ 1,1   1  ΔPL þ ΔPRV 100 q
 qmax ¼ MaximalerDurchsatz m3 =h
 q ¼ Auslegungsdurchsatz m3 =h offneten Ventils ðbar Þ ΔPRV100 ¼ Druckverlust des ge€

Beispiel 5.2.1: Ermittlung des ΔPRV im Ventil für eine funktionsfähige Regelung

PPumpe ¼ 5 bar qmax ¼ 88 m3/h

ΔPben

ΔPL ¼ 2 bar

ΔPRV100 ¼ 0,3 bar q ¼ 80 m3/h

 2 88 ¼ 0,05  5 þ 1,1   1  2 þ 0,3 ¼ 1,01 bar 80

In der Praxis werden häufig 15–20 % vom dynamischen Druckverlust der Rohrleitung dem Regelventil zugeordnet. In Beispiel 5.2.1. ergibt das einen ähnlichen Wert. ΔPben ¼ 0,2  5 ¼ 1 bar Hinweis: Durch einen größeren Druckverlustanteil im Regelventil bekommt man steilere Regelkennlinien, also eine verbesserte Regelfähigkeit.

5.3

Regelventilauslegung

Zunächst wird der benötigte kV-Wert der Regelarmatur für die vorliegende Aufgabenstellung ermittelt. Die Berechnungsgleichungen sind im Folgenden aufgelistet.

270

5

Regelventile

Der kV-Wert des Regelventils ist definiert als der Wasserdurchfluss (m3/h) für einen Differenzdruck von 1 bar im Ventil. kV-Wert-Berechnung für Flüssigkeiten sffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi qðm3 =hÞ ϱFl ðkg=m3 Þ  k Vber ¼ 31,6 ΔPRV ðbar Þ kV-Wert-Berechnung für gasförmige Medien Bei Gasen muss der Expansionsfaktor Y beachtet werden, der den zusätzlichen Strömungswiderstand durch die Ausdehnung der Gase oder Dämpfe infolge der Entspannung im Ventil berücksichtigt. Unter Berücksichtigung der Expansion im Stellglied wird der benötigte kV-Wert größer. Gase: k Vber ¼


 w pffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi m3 =h 31,6  Y  ΔPRV  ρ1

Da die Regelarmatur normalerweise eine geringere Nennweite hat als die Rohrleitung, muss der Druckverlust in den Reduzierungen vor und hinter dem Ventil von der verfügbaren Druckdifferenz für das Ventil abgezogen werden. Die Korrektur kann mit Hilfe des sogenannten Geometriefaktors FP durchgeführt werden. Den erforderlichen kVerf-Wert berechnet man wie folgt: k Verf ¼

k Vber FP

Für den ermittelten erforderlichen kVerf-Wert wird aus Lieferantenkatalogen eine geeignete Regelarmatur mit einem etwas höheren kVS-Wert ausgewählt. kVS  1,25  kVerf kVS ¼ Maximaler kV ‐Wert der Armatur laut Katalog ΔPRV ¼ Differenzdruck im Ventil ðbarÞ
 ρ1 ¼ Gasdichte vor dem Ventil kg=m3
 ρFl ¼ Fl€ussigkeitsdichte kg=m3
 q ¼ Fl€ussigkeitsdurchsatz durch die Regelarmatur m3 =h w ¼ Gasmengendurchsatz durch die Regelarmaturðkg=hÞ

Beispiel 5.3.1: kV-Wert-Berechnung

Verfügbarer Druck ¼ 2 bar Gewähltes ΔPRV für die Regelventilauslegung ¼ 1,5 bar Maximaler Durchsatz qmax ¼ 88 m3/h ρ ¼ 1000 kg/m3

5.3

Regelventilauslegung

271

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi qmax ϱ 88 1000  ¼ 71,9 m3 =h  kV ¼ ¼ ΔPRV 31,6 1,5 31,6 Geometriefaktor F P ¼ 0,939 k 71,9 Erforderlicher kVWert kVerf ¼ V ¼ ¼ 76,6 m3 =h F P 0,939 Falls im Regelventil eine größere Druckdifferenz von z. B. 2 bar zur Verfügung steht, muss das Ventil für den gleichen Durchsatz auf einen kleineren kVx-Wert gedrosselt werden. Berechnung des kVx-Werts für ΔPRV ¼ 2 bar: kVx

88 ¼  31,6

kVerf ¼

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 1000 ¼ 62,3 m3 =h 2

kV 62,3 ¼ 66,3 m3 =h ¼ F P 0,939

Durchsatzkontrolle: rffiffiffiffiffiffiffi ΔP q ¼ 31,6  k Vx  F P  ϱ rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 2 ¼ 88 m3 =h q ¼ 31,6  66,3  0,939  1000  ΔPRV ¼  ΔPRV ¼

88 66,3

2 

ΔP  Kontrolle: 2 qmax 1 ϱ  2 1000 kVx FP

1 1000  ¼ 2 bar 0,9392 1000

Kontrollberechnungen Da der gewählte kVS-Wert größer ist als der erforderliche kVerf-Wert, müssen die Mengenströme (m3/h) und die Druckverluste im Regelventil und in der Rohrleitung mit einer Kontrollrechnung überprüft werden. Zuerst wird der maximale Durchsatz durch die Regelarmatur mit dem gewählten kVS-Wert berechnet: q qmax ¼ vffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi " # u  u k Verf 2 t1 þ ΔPRV  1 ΔPdyn k VS

272

5

Regelventile

Für den berechneten maximalen Durchsatz werden die Druckverluste in der Rohrleitung ΔPLmax und in dem Regelventil ΔPRVmax ermittelt: ΔPL max

 2 qmax ¼ ΔPL  q



ΔPRV max ¼ ΔPdyn  ΔPL max ¼ ΔPRV 

kVerf kVS

2 2  q  max q

Mit Hilfe dieser Werte für den maximalen Durchfluss kann man die maximale Druckdifferenz in der Regelarmatur bei Drosselung auf den minimalen Durchsatz qmin bzw. wmin berechnen: " ΔPRV min ¼ ΔPRV max þ ΔPL max



qmin  1 qmax

2 #

Es muss geprüft werden, ob der maximale Differenzdruck ΔPRVmin im Regelventil bei dem geforderten minimalen Durchfluss unterhalb der maximal zulässigen Druckdifferenz ΔPmax zur Vermeidung von Kavitation oder Schallgeschwindigkeit liegt. Abschließend wird die Betriebskennlinie erstellt und die Regelfähigkeit im relevanten Regelbereich überprüft [1]. Angestrebt wird ein möglichst steiler linearer Zusammenhang zwischen Mengendurchfluss und dem Stellweg der Regelarmatur sowie eine Ventilöffnung von 60–70 % bei dem maximalen Flüssigkeitsdurchsatz q (m3/h) oder dem maximalen Gasdurchsatz w (kg/h).

5.4

Berechnung des kV-Werts nach DIN EN 60534

5.4.1

kV-Wert-Ermittlung für flüssige Medien

V ðm3 =hÞ 1  kv ¼  31,6 Fp  FR

sffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi ϱðkg=m3 Þ
3  m =h Δpðbar Þ

Δpmax ¼ F 2L  ðp1  F F  pv Þ ¼ maximal zul€ assiges Δp

5.4

Berechnung des kV-Werts nach DIN EN 60534

273

FR ¼ Korrekturfaktor für zähflüssige Medienðsiehe DIN EN 60 534Þ FL ¼ Druckrückgewinnfaktor der Armatur ðVentile: 0, 80  0, 92 þ Klappen: 0, 60  0, 70Þ Fp ¼ Geometriefaktor FF ¼ Faktor für kritisches Druckverhältnis pv ¼ Dampfdruck der FlüssigkeitðbarÞ p1 ¼ EingangsdruckðbarÞ pc ¼ kritischer DruckðbarÞ

Berechnung des Geometriefaktors FP: vffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi   u u1,5  1  d2 2   2 t D k FP ¼  V2 0,006 d d ¼ RegelventildurchmesserðmmÞ D ¼ RohrdurchmesserðmmÞ

5.4.2

kV-Wert-Bestimmung für gasförmige Medien

kv ¼

wðkg=hÞ 1 pffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi  Y  F p 31,6  Δpðbar Þ  ϱ1 ðkg=m3 Þ




m3 =h



Δpmax ¼ X T  F G  p1 Δpmax ¼ maximal zul€assiger Differenzdruck in der Regelarmatur Berechnung des Expansionsfaktor Y: Y ¼1

ΔP P1  3  F G  X T

XT ¼ stellgliedspezifische KonstanteðVentile: 0,62  0,75; Klappen: 0,38Þ FG ¼ relativer Adiabatenexponent ¼ κ=1,4

274

5

Regelventile

5.5

Ermittlung des maximal zulässigen Druckverlustes DPmax in Regelarmaturen

5.5.1

Flüssigkeiten ΔPmax ¼ F 2L  ðP1  F F  PV Þ rffiffiffiffiffiffi Pv F F ¼ 0,96  0,28  PC

Beispiel 5.5.1.1: Maximal zulässiges ΔP für Wasser bei 60  C

PV ¼ 0,2 bar

P1 ¼ 5 bar (Vordruck)

PC ¼ 221,2 bar (krit.Druck)

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 0,2 ¼ 0,95 F F ¼ 0,96  0,28  221,2 Regelventil mit FL ¼ 0,9 ΔPmax ¼ 0,92  ð5  0,95  0,2Þ ¼ 3,9 bar Stellklappe (70 offen) mit FL ¼ 0,6 ΔPmax ¼ 0,62  ð5  0,95  0,2Þ ¼ 1,73 bar

5.5.2

Gase und Dämpfe ΔPmax ¼ X T  F G  P1

Beispiel 5.5.2.1: Maximal zulässiges ΔP für Gase

bei P1 ¼ 5 bar

Kugelhahn Stellklappe Regelventil

Luft κ ¼ 1,4 XT 0,15 0,25 0,75

CO2 κ ¼ 1,3 ΔPmax Luft 0,75 bar 1,25 bar 3,75 bar

ΔPmax CO2 0,7 bar 1,16 bar 3,48 bar

Fazit: Für große Druckdifferenzen im Regelventil nimmt man Regelventile, für große Durchsätze und geringe Druckdifferenzen Klappen oder Kugelhähne.

5.5

Ermittlung des maximal zulässigen Druckverlustes DPmax in Regelarmaturen

275

In Abb. 5.3 ist der Gasdurchsatz in Abhängigkeit vom Differenzdruck für verschiedene XT-Werte dargestellt. Mit zunehmendem ΔPRV im Regelventil steigt der Durchsatz bis zum maximal zulässigen ΔPRV im Ventil. Dann bleibt der Durchsatz konstant. Eine Durchsatzsteigerung ist nur bis zum Erreichen des maximal zulässigen ΔPmax möglich.

Abb. 5.3 Druckluftdurchsatz für unterschiedliche XT-Werte als Funktion von ΔP im Ventil

276

5.6

5

Regelventile

Geometriefaktor FP

Da die Regelarmaturen meistens eine kleinere Nennweite haben als die Rohrleitungen (siehe Abb. 5.4), müssen Reduzierungen bzw. Erweiterungen vor und hinter dem Stellglied installiert werden. Der Druckverlust in diesen Reduzierungen muss von der verfügbaren Druckdifferenz für die Auslegung des Regelventils abgezogen werden. Bei einem geringeren ΔP strömt weniger durch das Regelventil. Der erforderliche kVerf-Wert muss mit einem korrigierten ΔPRVkorr berechnet werden.

Abb. 5.4 Einbau von Regelventilen

5.6

Geometriefaktor FP

277

ΔPRVkorr ¼ ΔPRV  ΔPRed rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi q ϱ  k Vref ¼ 31,6 ΔPRVkorr Der Druckverlust für die Reduzierungen wird folgendermaßen ermittelt:  2 w2  ϱ d2 ΔPRed ¼ 1,5  1  2  d  105 ðbar Þ 2 D 8 9 "  2 # "  2 #2 = < w2  ϱ d d  d 5 ðbar Þ ΔPRed ¼ 0,5  1  þ 1 D D : ; 2  10 Alternativ wird der Geometriefaktor FP zur Korrektur des berechneten kVber-Wertes benutzt. k Vref ¼

k Vber FP

Den Geometriefaktor FP berechnet man wie folgt: vffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi   u 2 2  2 u 1,5  1  Dd 2 t k FP ¼ 1   V2 0,0016 d d ¼ RegelventilduchmesserðmmÞ D ¼ RohrdurchmesserðmmÞ Der Einfluss des Geometriefaktors ist größer für Stellglieder mit geringem Strömungswiderstand bzw. hohem kVS-Wert. Die Korrektur für Klappen ist also größer als die für Ventile! Beispiel 5.6.1: Einfluss des Geometriefaktors bzw. des Druckverlustes durch die Reduzierungen auf die Regelventilauslegung

q ¼ 500 m3/h

ρ ¼ 800 kg/m3

k Vber ¼

q  31,6

ΔPRV ¼ 2 bar

D ¼ 250 mm

rffiffiffiffiffiffiffiffi rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi ϱ 500 800  ¼ 316,5 m3 =h ¼ ΔPRV 31,6 2

Gewählt: Stellklappe DN 100 mit kVS ¼ 398 bei 70 Öffnung d ¼ 100 mm

D ¼ 250 mm

278

5

Regelventile

ffi vffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi  2 u   u 1002 2 1,5  1  2502 t 316,5 FP ¼ 1   ¼ 0,58 0,0016 1002 Unter Berücksichtigung des Geometriefaktors erhöht sich der erforderliche kVerf -Wert von 316,5 auf 546 m3/h: kVber 316,5 ¼ 546 m3 =h ¼ 0,58 FP Neue Wahl : Klappe DN 125 mit k VS ¼ 450 316,5 kVerf ¼ ¼ 357 m3 =h F P ¼ 0,885 0,885

kVerf ¼

Kontrollberechnung mit dem korrigierten ΔPRVkorr:  2 1252 11,322  800 ΔPRed ¼ 1,5  1   ¼ 0,433 bar 2 2  105 250 ΔPRVkorr ¼ 2  0,433 ¼ 1,567 bar rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 500 800 k Verf ¼  ¼ 357 m3 =h 31,6 1,567

5.7

Expansionsfaktor Y für Gase und Dämpfe

Der Expansionsfaktor Y berücksichtigt bei kompressiblen Medien den zusätzlichen Strömungswiderstand durch die Ausdehnung von Gasen bzw. Dämpfen wegen des Druckabfalls im Regelventil. Durch die Entspannung vergrößert sich das Gasvolumen. Den Expansionsfaktor Y berechnet man wie folgt: Y ¼1

ΔPRV P 1  3  F G  xT

Unter Berücksichtigung des Expansionsfaktors Y ergibt sich ein größerer kVber-Wert, weil Y < 1 ist.

5.8

Ventilkennlinien und Betriebskennlinien

k Vber ¼

279

wðkg=hÞ pffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi Y  31,6  ΔPRV ðbar Þ  ϱ1 ðkg=m3 Þ

Nach der Korrektur mit dem Geometriefaktor FP erhält man den erforderlichen kVerfWert. k Verf ¼

k Vber FP

P1 ¼ Druck vor der StellarmaturðbarÞ ΔPRV ¼ Differenzdruck in der StellarmaturðbarÞ xT ¼ Stellgliedspezifischer BeiwertðVentile ¼ 0,75, Klappen ¼ 0,25Þ FG ¼ κ=1,4 Beispiel 5.7.1: kV-Wert-Bestimmung für Gas

w ¼ 1176 kg/h P1 ¼ 4 bar

ΔPRV ¼ 1 bar

ρ1 ¼ 2,64 kg/m3

FG ¼ 1

1176 22,9 3 pffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi ¼ m =h Y 31,6  Y  1  2,64 1 ¼ 0,667 Y ¼1 4  3  1  0,25 22,9 kVber ¼ ¼ 34,3 m3 =h 0,667 kVber ¼

Geometriefaktor FP ¼ 0,92 für d ¼ 50 mm und D ¼ 150 mm: kVerf ¼

5.8

kVber 34,3 ¼ 37,3 m3 =h ¼ 0,92 FP

Ventilkennlinien und Betriebskennlinien

Im Wesentlichen unterscheidet man zwischen linearen und gleichprozentigen Ventilkennlinien. Eine gleichprozentige Kennlinie ist dadurch gekennzeichnet, dass sich der Volumenstrom durch das Ventil gleichprozentig mit der Ventilöffnung ändert. Bei den linearen Kennlinien ändern sich Ventilhub und Volumendurchfluss um den gleichen Prozentsatz. In Abb. 5.5 sind die beiden Grundkennlinien dargestellt. Für die Anlagenregelung wird ein möglichst steiler linearer Zusammenhang zwischen Ventilstellung und Durchfluss angestrebt.

280

5

Regelventile

1,2

Volumenstromverhältnis

1,0

0,8

0,6

0,4

0,2

0,0

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

Hubverhältnis Gleichprozentig

Linear

Abb. 5.5 Lineare und gleichprozentige Ventilkennlinien

Die beiden Grundkennlinien in Abb. 5.5 gelten für den Fall, dass der gesamte Druckverlust im Regelventil erfolgt. Das ist nur selten der Fall, weil ein Großteil des Druckverlustes im Rohrleitungssystem stattfindet. Die Kennlinien ändern sich bzw. entarten, wenn sich die Druckdifferenz im Ventil mit dem Durchfluss ändert, weil zusätzliche Druckverluste in Rohrleitungen und Apparaten auftreten. Die Abweichung der Betriebskennlinie von der Grundkennlinie wird bestimmt von dem Anteil des Regelventildruckverlustes im geöffneten Zustand ΔP100 von dem gesamten dynamischen Druckverlust ΔPdyn. Dieser Zusammenhang ist in den Abb. 5.6 und 5.7 dargestellt. Die gleichprozentige Kennlinie mutiert bei einem Regelventildruckverlustanteil von 15–25 % zu einer nahezu linearen Kennlinie mit steilem Anstieg, und die eigentlich lineare Kennlinie entartet zu einer nach oben gekrümmten „Buckelkurve“.

5.8

Ventilkennlinien und Betriebskennlinien

281

1 ΔP100/ΔPdyn = 0,02

0,9 Volumenstromverhältnis V/V100

0,05

0,8 0,1

0,7 0,15

0,6 0,2

0,5

0,3

0,4

0,5 0,5 0,6 0,8

0,3 0,2 0,1 0 0

0,1

0,2

0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 Hubverhältnis H/H100

0,8

0,9

1

Abb. 5.6 Gleichprozentige Kennlinie mit unterschiedlichen Druckverlustanteilen im Ventil 1 0,1 0,9

0,15

0,8 Volumenstromverhältnis V/V100

0,05

0,2

0,7 0,6 0,5

0,3 0,4 0,5 0,6

0,4 0,3

0,8 ΔP100 / Δpdyn= 1

0,2 0,1 0 0

0,1

0,2

0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 Hubverhältnis H/H100

0,8

0,9

Abb. 5.7 Lineare Kennlinie mit unterschiedlichen Druckverlustanteilen im Ventil

1

282

5

Regelventile

14

12

Durchsatz (m3/h)

10

Linear

8

6 Gleichprozentig 4 Gleich%ig, 0,2 Gleich%ig, 0,33 Gleich%ig, 0,11 Linear, 0,2 Linear, 0,33 Linear, 0,11

2

0 0

0,1

0,2

0,3

0,6 0,4 0,5 Hubverhältnis

0,7

0,8

0,9

1

Abb. 5.8 Betriebskennlinien von 3 Regelventilen mit linearer und gleichprozentiger Grundkennlinie mit unterschiedlichen Druckverlustanteilen im Ventil

Aus Abb. 5.8 ist zu erkennen, dass die gleichprozentigen Kennlinien ab einem Hubverhältnis von 0,4 bzw. 40 % Ventilöffnung eine steile lineare Abhängigkeit des Durchflusses von der Ventilstellung aufweisen. Je mehr Druckverlust im Regelventil stattfindet, desto steiler wird die Abhängigkeit des Durchsatzes von der Ventilöffnung, insbesondere in dem normalen Arbeitsbereich von 50–80 % Ventilöffnung. Die linearen Kennlinien verlaufen im oberen Bereich zu flach, zeigen aber im unteren Arbeitsbereich einen steilen Zusammenhang zwischen Durchfluss und Ventilöffnung. In Abb. 5.9 sind einige lineare und gleichprozentige Betriebskennlinien für unterschiedliche Auslegungen dargestellt. Die gleichprozentigen Kennlinien sind zum Regeln deutlich besser geeignet. Für die Planung von Anlagen mit Regelventilen benötigt man die in Abb. 5.10 dargestellten Betriebskennlinien mit dem Mengendurchsatz und dem Druckverlust im Regelventil in Abhängigkeit von der Ventilöffnung.

Ventilkennlinien und Betriebskennlinien

90 v100 80 vnenn Kennlinien 70 Lineare kv

Δpv100 = 0,487 Δp dyn kv100 = 63 m3/h

Volumenstrom v (m3/h)

Auslegung: V100 = 86,9 m3/h

283

100

kv0 kv100 = 50 kv0

60 50

1,90 2,41

= 25

2,95

40 kv100 = 50 kv0 kv100 = 25 kv0

30 20 10

3,66

gleichprazentige Kennlinien

0

Druckverlust im Regelventil (bar)

5.8

3,90

m3/h

V100 = 86,8 Δpv100 = 0,272 Δp dyn kv100 = 100 m3/h

90 v100 80 vnenn 70 60 50

0,75

Lineare Kennlinien

1,26 kv100 = 25 kv0

1,79

kv100 = 50 kv0

40

kv100 = 50 kv0

30 20

2,51

kv100 = 25 kv0

10

gleichprazentige Kennlinien

Druckverlust im Regelventil (bar)

Auslegung:

Volumenstrom v (m3/h)

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 Hubverhältnis H/H100

2,75

0

m3/h

V100 = 85,3 Δpv100 = 0,142 Δp dyn

kv100 = 150 m3/h

90 v100 80 Lineare Kennlinien vnenn kv100 70 = 25 kv 60 50 40 30 20

0,32 0,76

0

kv100 = 50 kv0

1,30 kv100 = 50 kv0 kv100 = 25 kv0

2,01

10 0

gleichprazentige Kennlinien

2,25

Druckverlust im Regelventil (bar)

Auslegung:

Volumenstrom v (m3/h)

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 Hubverhältnis H/H100

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 Hubverhältnis H/H100

Abb. 5.9 Betriebskennlinien für unterschiedliche Druckverlustanteile vom dynamischen Druckverlust im Regelventil

284

5 100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

3,0 2,5 2,0 1,5 1,0

Druckverlust (bar)

Durchsatz (m3/h)

Abb. 5.10 Erforderliche Betriebskennlinie für die Anlagenplanung

Regelventile

0,5 0,0 0,1 0,2 0,4 0,5 0,6 0,7 0,9 Hubverhältnis H/Hmax

Durchsatz (m3/h)

1

Druckverlust (bar)

Die Durchflusskennlinie verläuft im Bereich von 50–100 % Ventilöffnung steil und nahezu linear, sodass eine funktionsfähige Regelung gegeben ist. Aus dem Verlauf der Betriebskennlinie kann man erkennen, ob das Regelventil für die vorliegende Aufgabenstellung richtig ausgelegt wurde.

Literatur 1. Nitsche, M.: Rohrleitungs-Fibel, 2. Aufl. Vulkan, Essen (2016)

6

Rührbehälteranlagen

Der klassische Reaktionsbehälter für vielfältige Aufgaben ist der Rührbehälter, der für sehr unterschiedliche Produktionsschritte eingesetzt wird: Mischen – Homogenisieren – Suspendieren – Dispergieren – Heizen – Kühlen – Verdampfen – Kristallisieren – Reaktionen – Rektifizieren – Dekantieren – Filtern – Trocknen. Eine typische Rührbehälteranlage mit Zubehör ist in Abb. 6.1 dargestellt. In den Abb. 6.2 und 6.3 sind Fließbilder von Rührbehälteranlagen dargestellt. In Tab. 6.1 sind die wesentlichen verfahrenstechnischen Daten der verschiedenen in Abb. 6.4 gezeigten Rührer aufgelistet. Die wesentlichen Rührertypen mit den Strömungsformen sind in Abb. 6.4 dargestellt. 1 Strömung mit Propellerrührer 3 Schrägblattrührer 5 Scheibenrührer 7 Turbinenrührer 9a Balkenrührer

6.1

2 Strömung mit Turbinenrührer 4 Propellerrührer 6 Ankerrührer 8 Turbinenrührer mit gebogenen Scheiben 9b Angestellter Balkenrührer

Kriterien für die Rührerauswahl

Die Auswahl eines Rührers erfolgt nach den Anforderungen: • Großes Schergefälle im Rührbereich zum Dispergieren unmischbarer Flüssigkeiten, für chemische Reaktionen oder zum Dispergieren von Gasen # Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_6

285

286

6

Rührbehälteranlagen

Abb. 6.1 Rührbehälteranlage mit Zubehör

• Starke Trägheitskräfte durch Richtungs- und Geschwindigkeitsänderungen zum Auflösen von Feststoffen • Hohe axiale Strömungsgeschwindigkeit zum Suspendieren von Feststoffen • Große Grenzflächen zur Verbesserung des Stoffübergangs und des Stofftransports • Große Umwälzmenge zur Homogenisierung bzw. zum Konzentrationsausgleich • Große Umwälzung mit hohen Strömungsgeschwindigkeiten zur Verbesserung des Wärmeübergangs an den Heiz-/Kühlflächen Die Strömungsrichtung im Rührbehälter – axial oder radial – wird durch die Rührerart und die Strombrecher bestimmt [1]. Die Strömungsart ist durch die Reynoldszahl Re gekennzeichnet.

6.1

Kriterien für die Rührerauswahl

287

Abb. 6.2 Fließbild einer Anlage zur Kunstharzherstellung

Tab. 6.1 Verfahrenstechnische Rührerdaten Rührertyp Propeller Schrägblatt Scheiben Anker

d/D 0,33 0,33 0,33 0,96

Ne 0,35 1,5 4,6 0,7

C 0,51 0,54 0,73 0,52

Re ¼

wU (m/s) 3–15 3–10 3–7 1–5

η < 10 Pas < 10 Pas < 20 Pas < 20 Pas

n  d2 ν

Re > 10:000

! Turbulente Str€omung

Re < 10

! Laminare Str€omung

Die Reynoldszahl ist bestimmend für: Strömungsart + Leistungsbedarf P Umwälzmenge V + Förderhöhe HF Wärme- und Stoffübergang

Strömung axial axial/radial radial tangential

288

6

A1

Rührbehälteranlagen

A2

K0 H2O N2

OK

M

B3

M

Kälteanlage V.P.

R M

N2

B1 1,6 m3

Dampf M

FT

M

Feststaff

K H2O

WTA 300 kW Erdgas

DL Rührreaktor R mit Heizung + Kühlung Kondensator KO + Dekanter B3 Rührnutsche FT zur Feststoffabtrennung Direktkondensator DK zur Lösemittelrückgewinnung Adsorber A1 + A2 zur Abluftreinigung

Abb. 6.3 Rührbehälteranlage mit Nutsche zur Feststofftrocknung

Abb. 6.4 Strömung in Rührbehältern und Rührertypen

B2

6.1

Kriterien für die Rührerauswahl

289

Ein entscheidender Faktor bei der Auslegung eines Rührers ist die Viskosität. Besondere Schwierigkeiten bereiten Nicht-Newtonsche Flüssigkeiten, weil sich die Viskosität mit dem Schergefälle ändert. Bei pseudoplastischen Flüssigkeiten fällt die Viskosität mit zunehmendem Schergefälle, bei dilatanten Medien steigt die Viskosität mit steigendem Schergefälle [2]. Die Viskosität von thixotropen und rheopexen Flüssigkeiten ändert sich mit der Zeit. Aus der Abhängigkeit der Viskosität vom Schergefälle ergeben sich unterschiedliche Reynoldszahlen am Rührer und an anderen Stellen im Rührbehälter. Z. B. kann die Strömung am Rührer turbulent und an der Behälterwand laminar sein. Eine höhere Viskosität reduziert die Umwälzrate und die axiale Strömungsgeschwindigkeit. Das verlängert die erforderliche Mischzeit und verschlechtert die Suspension von Feststoffen. Mögliche Abhilfe: höhere Drehzahl und größerer Rührerdurchmesser Nachteil: Der Leistungsbedarf eines Rührers ist proportional n3 und d5. Die Förderhöhe HF ist ein Maß für die Trägheitskraft und das Schergefälle bzw. die Schubspannung. Bei gleichbleibendem Leistungsbedarf kann HF durch Verringerung des Rührerdurchmessers erhöht werden. H F / d 4=3 Eine große Förderhöhe HF mit hoher Umwälzgeschwindigkeit ist vorteilhaft für: • • • •

Schnellen Konzentrationsausgleich Erzeugung großer Grenzflächen bzw. kleiner Tropfen Auflösung von Feststoffen Verbesserung des Stofftransports in die Grenzfläche

Die Umwälzmenge V kann bei gleichbleibendem Leistungsbedarf durch einen größeren Rührerdurchmesser erhöht werden. V / d 4=3 Mit einer größeren Umwälzrate V erreicht man folgende Verbesserungen: • • • •

Verkürzung der Misch- bzw. Homogenisierzeit Verbesserung des Wärmeübergangs Reduzierung der Konzentrations- und Temperaturdifferenzen Suspendierung von Partikeln mit hoher Absetzgeschwindigkeit

290

6

Rührbehälteranlagen

Mit zunehmendem Rührerdurchmesser wächst das Drehmoment τ. τ¼

P Ne  ρ  n2  d 5 ¼ 2πn 2π

Der Rührer benötigt eine stärkere Welle. Der Rührer wird teurer. Rührerauswahl [3] Im Folgenden sind einige Auswahlhinweise für Rührer zusammengestellt. Mischen und Homogenisieren • • • • • •

Forderung: Mischgüte und Mischzeit Daten: Menge, Dichte, Viskosität, Behälterabmessungen und Stromstörer Strömung: axial mit großer Umwälzmenge Rührertyp: Propeller, Schrägblatt Für hohe Viskositäten: Wendel, Anker, Paddel Auslegungshinweise mit Berechnungsbeispiel für Mischzeiten: siehe [4]

Dispergieren von Flüssigkeiten Forderung: Stoffübergang oder Emulsionsstabilität Daten: Physikalische Stoffdaten, chemisches Gleichgewicht, Behälterabmessungen Strömung: Radial mit hohem Schergefälle am Rührer Rührertyp: Scheibe, Turbine Feststoffauflösung • Forderung: Auflösezeit • Daten: Feststoff- und Flüssigkeitsmenge, Korngröße, Feststoffdichte, Sinkgeschwindigkeit, • Flüssigkeitsdaten (Dichte, Viskosität), Behälterabmessungen • Strömung: axial/radial mit großer Umwälzung und mittlerem Schergefälle • Rührertyp: Schrägblatt, Propeller, Intermig Feststoffsuspension in Flüssigkeiten Forderung: „Just suspended“ ohne Ablagerungen am Boden 
Erforderliche Drehzahl:

n

ρs  ρl ρl



0,28  w sin k

• Daten: Korngröße, Dichte und Konzentration der Feststoffe, Absetzgeschwindigkeit, Flüssigkeitsdaten, Behälterabmessungen

6.1

Kriterien für die Rührerauswahl

291

• Strömung: Axial mit großer Umwälzmenge bzw. hoher axialer Strömungsgeschwindigkeit • Rührertyp: Schrägblatt, Propeller, Intermig Auslegungshinweise mit Korrekturfaktoren für Feststoffbeladung, Geometrie und Scale Up sowie Berechnungsbeispiel: siehe [5] Gasdispersion in Flüssigkeiten • Forderung: Gleichmäßige Gasverteilung unterhalb des Flutpunkts zur Verbesserung des Stoffübergangs oder der Absorption • Daten: Gas-/Flüssigkeitsgleichgewicht, Gas- und Flüssigkeitsmengen, Stoffdaten Behälterabmessungen mit Gasvorverteiler • Strömung: radial mit hohem Schergefälle • Rührertyp: Turbinenrührer mit konkav geformten Blättern, Scheibenrührer, Hohlrührer • Hinweis: Die Stoffaustauschfläche ist abhängig von der Blasengröße (Weberzahl) und der Gasbelastung (Gasdurchsatzzahl) • Großes Schergefälle erzeugt kleine Blasen. • Hohe Turbulenz verbessert den Stoffübergang. • Gute Umwälzung verkürzt die Homogenisierzeit. Auslegungshinweise mit Berechnungsbeispiel: siehe [6] Beheizen und Kühlen • Forderung: kurze Aufheiz- und Kühlzeiten, gute Wärmeübergangszahlen • Daten: physikalische Daten: Dichte, spezif. Wärmekapazität, Viskosität, Wärmeleitzahl • Beheizungs-/Kühlungsart: Mantel oder Innenschlange oder äußerer Wärmetauscher • Strömung: axial mit großer Umwälzmenge und hoher Strömungsgeschwindigkeit an der Heiz-/Kühlfläche • Heiz-/Kühlfläche • Rührertyp: Propeller, Schrägblatt, Intermig • Für hohe Viskositäten und Auskristallisieren an der Wand: Anker, Wendel • Hinweis: Die Berechnung der instationären Aufheiz- und Abkühlzeiten wird in der • Wärmetausch-Fibel II [7] gezeigt. Rührer für Batch-Prozesse In der Praxis muss ein Rührer oft sehr unterschiedliche Aufgaben erledigen. Beispiel 1: Zunächst werden dünnflüssige Flüssigkeiten homogenisiert. Dann müssen Feststoffe suspendiert und aufgelöst werden. Es folgt ein Umlösen in ein anderes Lösemittel und Kochen am Rückfluss. Anschließen wird gekühlt, und die Flüssigkeitsviskosität nimmt zu.

292

6

Rührbehälteranlagen

Danach wird entleert. Falls beim Rühren entleert wird, sollte ein Stabilisierring installiert sein, um Vibrationen beim Durchgang des Flüssigkeitsspiegels durch die Rührerebene zu vermeiden. Beispiel 2: Der Behälterinhalt wird homogenisiert, angesäuert und neutralisiert. Dann wird auf 170  C aufgeheizt, und es kommt zu der gewünschten Reaktion. Beim Abkühlen auf ca. 30  C kristallisiert das Produkt an der Behälterwand aus. Ein Ankerrührer mit Teflonabstreifern entfernt die Kristalle von der Wand, um den Wärmeübergang zu verbessern. Zwei angestellte Balken sorgen für die Umwälzung des viskosen Produkts im Behälter. Um das Auskristallisieren zu erleichtern, sollte der Rührer zeitweise abgestellt werden. Zu empfehlen sind zwei unterschiedliche Drehzahlen für das Mischen in der Anfangsphase und das Kristallisieren in der Endphase. Falls das Produkt schlecht auskristallisiert, hat man erhebliche Probleme beim Abtrennen der Feststoffe aus der Mutterlauge in einer Filterpresse oder einer Zentrifuge.

6.2

Leistungsaufnahme von Rührern [1]

Für die Leistungsaufnahme P eines Rührers ohne Verluste durch Getriebe, Lager, und Wellenabdichtung gilt: P ¼ Ne  n3  d5  ρ  103 ðkW Þ Der Leistungsbeiwert Ne ist abhängig von der Rührerart, der Reynoldszahl und den geometrischen Verhältnissen: Flügel- bzw. Schaufelzahl, Blechbreite, Steigung, Strombrecher, zentrische oder exzentrische Anordnung, Innenheizbündel, Bodenabstand, Flüssigkeitsüberdeckung, Trombenbildung und Gasgehalt der Flüssigkeit. Beispiel 6.2.1: Leistungsbedarf eines Propellerrührers bei verschiedenen Drehzahlen

Daten: d ¼ 0,594 m

Ne ¼ 0,35

n (U/min) Re wU (m/s) P (kW)

250 29.403 7,8 1,9

200 23.522 6,22 0,96

ρ ¼ 1000 kg/m3

η ¼ 50 mPas

300 35.284 9,3 3,2

Aus Abb. 6.5 ist erkennen, dass der Leistungsbedarf der verschiedenen Rührer sehr unterschiedlich ist und dass der Leistungsbedarf mit zunehmender Drehzahl ansteigt. Der Leistungsbedarf steigt mit der 3. Potenz der Drehzahl. In Abb. 6.6 ist der Leistungsbeiwert Ne eines Propellerrührers als Funktion der Reynoldszahl für bestimmte geometrische Bedingungen dargestellt. Weitere Leistungsbeiwerte findet man in [7, 8].

6.3

Wärmeübergang im Rührbehälter [1, 8]

293

Abb. 6.5 Leistungsbedarf verschiedener Rührer in Abhängigkeit von der Drehzahl

6.3

Wärmeübergang im Rührbehälter [1, 8]

Das Heizen oder Kühlen von Produkten im Rührbehälter erfolgt meistens durch außen am Rührbehälter angebrachte Heizkanäle, z. B. Doppelmantel oder Halbrohre. Den Wärmeübergang von der Behälterwand an das gerührte Produkt berechnet man wie folgt:
0,14 αR  D η 0,67 0,33 Nu ¼ ¼ C  Re  Pr  λ ηW  Nu  λ  W=m2 K αR ¼ D 3600  ν  cp  ρ n  d2 Re ¼ Pr ¼ ν λ Der Wärmeübergangsbeiwert C ist abhängig vom Rührertyp. In Tab. 6.1 sind einige Werte angegeben.

294

6

Rührbehälteranlagen

Abb. 6.6 Propellerrührer mit Leistungskennzahl als Funktion von Re

Beispiel 6.3.1: Berechnung der Wärmeübergangszahl im Rührbehälter

Rührerdurchmesser d ¼ 0,7 m Behälterdurchmesser D ¼ 2 m Dichte ρ ¼ 800 kg/m3 Wärmeleitzahl λ ¼ 0,13 W/m K Spezif. Wärmekapazität cp ¼ 0,6 Wh/kgK

C ¼ 0,5

a) Rührerdrehzahl n ¼ 200 U/min Kinemat. Viskosität ν ¼ 1 mm2/s

Re ¼

n  d2 200 0,72  ¼ 1:633:333 ¼ 60 1  106 ν

3600  1  106  0,6  800 ¼ 13,29 0,13 ¼ 0,5  1:633:3330,67  13,290,33 ¼ 17:080 Pr ¼

Nu ¼ C  Re 0,67  Pr0,33

αR ¼

Nu  λ 17:080  0,13 ¼ ¼ 1110 W=m2 K D 2

b) Rührerdrehzahl n ¼ 200 U/min Kinemat. Viskosität ν ¼ 10 mm2/s

6.3

Wärmeübergang im Rührbehälter [1, 8]

295

200  0,72 ¼ 163:333 Pr ¼ 132,9 60  10  106 Nu ¼ 0,5  163:3330,67  132,90,33 ¼ 7807 7807  0,13 αR ¼ ¼ 507,5 W=m2 K 2 Re ¼

c) Rührerdrehzahl n ¼ 400 U/min Kinemat. Viskosität ν ¼ 10 mm2/s (Abb. 6.7) 400  0,72 ¼ 326:666 Pr ¼ 132,9 60  10  106 12:421  0,13 ¼ 807,4 W=m2 K αR ¼ 2 Re ¼

Nu ¼ 12:421

In Abb. 6.7 wird gezeigt,wie die Wärmeübergangszahl mit zunehmender Drehzahl ansteigt. In den Rührbehälter eingesetzte Heizkörper dienen z. T als Stromstörer beim Rühren, erhöhen aber den Leistungsbedarf und erschweren die Reinigung.

1800 1600

Wärmeübergangszahl (W/m2K)

Abb. 6.7 Wärmeübergangszahlen im Rührbehälter bei unterschiedlichen kinematischen Viskositäten als Funktion der Drehzahl

1400 1200 1000 800 600 400 200 0 150

200

250

300

350

Rührerdrehzahl (U/min) 1 mm2/s

2 mm2/s

100 mm2/s

300 mm2/s

10 mm2/s

400

296

6

Rührbehälteranlagen

Bei Leckagen wird das Produkt verunreinigt oder es kommt zu Siedeverzügen, wenn heißes Thermalöl in ein wässriges Produkt eintritt. Folgende Heizsysteme werden eingesetzt: • • • •

Spiralförmige Rohrschlangen, auch mehrgängig ausgeführt Vertikal angeordnete Mäanderschlangen Spiralförmige Bodenschlangen Steilrohrsegmente, die gleichzeitig als Strombrecher dienen

Meistens werden zylindrische Rohrspiralen eingebaut: • • • •

Abstand zur Behälterwand: 2 bis 4  Rohrdurchmesser Abstand zwischen mehrgängigen Rohrschlangen: 2  Rohrdurchmesser Abstand zwischen den Windungen: 1/3 Rohrdurchmesser Bei einer innen angebrachten Heizschlange sind größere Heizflächen möglich als am Rührbehälter, und der Wärmeübergang ist besser.

Die Heizfläche einer zylindrischen Rohrspirale FSchl ermittelt man folgendermaßen: F Schl ¼ N  d a  H Schl  π 

qffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi  ðπ  DSchl Þ2 þ N 2 m2

Die Wärmeübergangszahlen von den innen installierten Heizbündeln an das Produkt berechnet man wie folgt: Zylindrische Heizspiralen:
0,1
0,5
0,14 α  da d d η 0,67 0,37 Nu ¼  Pr   a  ¼ 0,17  Re D ηW λ D Vertikale Heizb€ undel:
0,33
0,2
0,14 α  da d 2 η 0,65 0,3 Nu ¼ ¼ 0,09  Re  Pr    D nB ηW λ Die Wärmedurchgangszahlen sind bei den innen beheizten Rührbehältern größer, weil die Wandstärke der Rohre viel kleiner ist als die der Behälter. Die Rohrwandstärken liegen bei 2 mm, die Behälterwandstärken bei 10–20 mm.

6.3

Wärmeübergang im Rührbehälter [1, 8]

297

Berechnung der Wärmedurchgangszahl k: 1 1 1 s þ þ fi þ fa ¼ þ k α αH λW s ¼ Wandst a€rke ðmÞ λW ¼ W a€rmeleitzahl der Wand ðW=mK Þ   fi ¼ Verschmutzung innen m2 K=W   fa ¼ Verschmutzung außen m2 K=W   αH ¼ W a€rme€ ubergangszahl des Heizmediums W=m2 K

Beispiel 6.3: Berechnung der Wärmeleistung für eine äußere Halbrohrbeheizung und eine Innenschlange

5 m3-Rührbehälter aus 1,4571 Behälterheizfläche A ¼ 8 m2

D¼2m λW ¼ 15 W/mK

d ¼ 0,66 m Δt ¼ 10  C fi + fa ¼ 0,0005 m2K/W

Berechnung der Heizfläche Asch der Heizschlangenspirale Heizschlangenhöhe Hsch ¼ 1305 mm Rohrabmessung: 60,3  2,5

ASch

N ¼ 12,77 Teilung 78,3 mm

DSch ¼ 1500 mm

qffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi ¼ 12,77  0,0603  1,305  π  ðπ  1,5Þ2 þ 12,772 ¼ 14,9 m2

Stoffdaten: Re ¼ 10000

Pr ¼ 7,2

λ ¼ 0,5 W/m K

αH ¼ 3000 W/m2 K

a) Turbinenrührer mit Halbrohrbeheizung C ¼ 0,74 A ¼ 8 m2 sW ¼ 15 mm Nu ¼ 0,74  Re 0,67  Pr0,33 ¼ 0,74  10:0000,67  7,20,33  1 ¼ 679,4 679,4  0,5 αR ¼ ¼ 169,9 W=m2 K 2 1 1 1 0,015 ¼ þ þ þ 0,0005 k ¼ 129,5 W=m2 K k 169,9 3000 15 Q ¼ k  A  Δt ¼ 141, 8  8  10 ¼ 10:364 W

b) Turbinenrührer mit Heizschlangenspirale ASch ¼ 14,9 m2 sW ¼ 2,5 mm

298

6

Nu ¼ 0,17  10:0000,67  7,20,37  0,330,1  α¼




60,3 2000

Rührbehälteranlagen

0,5  1 ¼ 24,3

24,3  0,5 ¼ 201 W=m2 K 0,0603

1 1 1 0,0025 ¼ þ þ þ 0,0005 k 201 3000 15

k ¼ 167,4

Q ¼ 167,4  14,9  10 ¼ 24:942 W

6.4

Rührbehälteraußenbeheizung [9]

In den meisten Rührbehältern muss aufgeheizt werden, um eine Reaktion zu beschleunigen, und anschließend gekühlt werden für die Weiterbehandlung oder Abfüllung. Oft werden Produkte auch an der kalten Wand auskristallisiert. Zum Heizen wird gerne Dampf eingesetzt, der an den kalten Flächen kondensiert. Der Dampf wird von oben in den Dampfmantel oder die Halbrohre eingeleitet. Das Kühlwasser zum Runterkühlen des Reaktors strömt von unten nach oben. Die Strömungsgeschwindigkeit beim konvektiven Kühlen sollte bei 1 m/s liegen. Mit einem einfachen Doppelmantel ist das nicht zu erreichen. Es müssen Strömungskanäle installiert werden, z. B. Spiralblechen im Heizmantel oder aussen aufgeschweisste Halbrohre (siehe Abb 6.8)

Abb. 6.8 Mantelheizung mit Spiralblechen (a) und Halbrohrbeheizung (b)

6.4

Rührbehälteraußenbeheizung [9]

299

Technisch ist die prozessbedingte Kombination von Dampfheizung und Kühlwasserkühlung nicht zu empfehlen. Es ist schwierig, Kondensat und Kühlwasser zu trennen, und es besteht die Gefahr von Dampf- und Wasserschlägen. Es kommt zu Salzausfällungen aus dem Kühlwasser bei Kontakt mit der heißen Behälterwand. Das verschlechtert den Wärmeübergang und erhöht die Korrosionsgefahr. Der Heizkanal muss mit inhibierter Säure gereinigt werden können. Vorzuziehen ist ein geschlossener Wasserkreislauf mit Kondensat oder ein Temperiersystem zum Heizen und Kühlen [7]. Wegen der guten Wärmeleitzahl ist Wasser der beste Wärme- bzw. Kälteträger in einem Temperiersystem. Zur Berechnung der erforderlichen Wärmeträgermenge V für eine Strömungsgeschwindigkeit von 1–1,5 m/s benötigt man die Strömungsquerschnitte der verschiedenen Heizbzw. Kühlkanäle. Str o€mungsquerschnitt AM bei der Mantelheizung:   π  AM ¼  DMi 2  DBa 2 m2 4 Mantelheizung mit Spiralblechen:   AMS ¼ a  b m2 Halbrohrbeheizung:   π AHR ¼  di 2 m2 8 In Tab. 6.2 sind die unterschiedlichen Strömungsquerschnitte AM, AMS, AHR und die erforderlichen Wärmeträgermengen V (m3/h) für eine Strömungsgeschwindigkeit von 1 m/s aufgelistet. Für den Doppelmantel mit Spiralblechen benötigt man 18 m3/h für eine Strömungsgeschwindigkeit von 1 m/s und für die Halbrohre je nach Größe 4–10 m3/h.

Tab. 6.2 Strömungsquerschnitte verschiedener Heizsysteme DBa (mm) 1000 1200 1400 1600 1800 2000

a (mm) 50 50 50 50 50 50

b (mm) 100 100 100 100 100 100

AM (m2) 0,165 0,196 0,228 0,259 0,291 0,322

V (m3/h) 594 707 820 933 1046 1159

AMS (m2) 0,005 0,005 0,005 0,005 0,005 0,005

V (m3/h) 18 18 18 18 18 18

Halbrohr 60,3  2,5 60,3  2,5 76,1  2,5 88,9  2,5 88,9  2,5 88,9  2,5

AHR (m2) 0,0012 0,0012 0,002 0,0028 0,0028 0,0028

V (m3/h) 4,32 4,32 7,2 10 10 10

300

6

Rührbehälteranlagen

Für einen einfachen Doppelmantel ohne Spiralbleche zur Strömungskanalisation benötigt man unsinnig hohe Durchflussmengen. Ein einfacher Doppelmantel ist für eine Heizung oder Kühlung mit Flüssigkeit ungeeignet. Berechnung der Wärmeübergangszahlen für unterschiedliche Systeme a) Mantelheizung ohne Strömungskanäle für den Wärmeübergang durch Eigenkonvektion:

α ¼ 0,255  λ  Pr0,33 


0,33   β  Δt W=m2 K 2 ν

Pr ¼ Prandtlzahl

  ν ¼ Kinemat:Viskosit€at m2 =s Δt ¼ Temperaturdifferenz Wasser‐Wandð CÞ β ¼ Ausdehnungskoeffizientð1=KÞ λ ¼ W€armeleitzahlðW=mKÞ Beispiel 6.4.1: Wärmeübergangszahl für Wasser bei 20  C und Eigenkonvektion

λ ¼ 0,6 W/m K

Pr ¼ 6,99

ν ¼ 1 mm2/s

Δt ¼ 20  C

β ¼ 0,000206

0,000206  20 2 α ¼ 0,255  0,6  6,990,33    ¼ 432,8 W=m K 6 2 1  10 Eine Doppelmantelkühlung ist technisch sinnlos, weil der Wärmeübergang durch natürliche. Konvektion schlecht ist und die für eine Strömungsgeschwindigkeit von 0,5–1 m/s erforderlichen Kühlwassermengen viel zu groß sind. Fazit: Es müssen Strömungskanäle zur Verbesserung der Strömungsgeschwindigkeit installiert werden. b) Doppelmantel mit Spiralblechen  DH Nu  λ Nu ¼ 0,027  Re  Pr  1 þ 3,5  α¼ DH DB Hydraulischer Durchmesser DH ¼ 4  a AMS ¼ a  b 0,8

a ¼ MantelweiteðmÞ

0,33




b ¼ SpiralblechabstandðmÞ

6.4

Rührbehälteraußenbeheizung [9]

301

Beispiel 6.4.2: Berechnung der Wärmeübergangszahl in einem Doppelmantel mit Spiralblechen

Kühlwassermenge V ¼10 m3/h a ¼ 50 mm b ¼ 100 mm

λ ¼ 0,6 W/m K DB ¼ 1,8 m

ν ¼ 1 mm2/s

Pr ¼ 6,99

Hydraulischer Durchmesser DH ¼ 4  a ¼ 4  0,05 ¼ 0,2 m Str€omungsquerschnitt AMS ¼ a  b ¼ 0,05  0,1 ¼ 0,005 m2 Str o€mungsgeschwindigkeit w ¼

V 10 ¼ 0,55 m=s ¼ 3600  AMS 3600  0,005

Weil ein Teil des Kühlwassers durch den Spalt zwischen dem Spiralblech und dem Mantelinnendurchmesser strömt, werden nur 60 % der Strömungsgeschwindigkeit bei der Ermittlung der Reynoldszahl eingesetzt. 0,6  w  DH 0,6  0,55  0,2 ¼ 66:000 ¼ ν 1  106
 0,2 0 ,8 0,33 ¼ 510,9  1 þ 3,5  Nu ¼ 0,027  66:000  6,99 1,8 Nu  λ 510,9  0,6 α¼ ¼ 1533 W=m2 K ¼ DH 0,2 Re ¼

Berechnungsergebnisse für Wasser bei 20  C und 90  C: V (m3/h) 10 20 30

α bei 20  C (W/m2 K) 1533 2668 3720

w (m/s) 0,55 1,1 1,66

α bei 90  C (W/m2 K) 2558 4453 6209

c) Halbrohrbeheizung (180 )


D Nu ¼ 0,027  Re  Pr  1 þ 3,5  H DB π Hydraulischer Durchmesser DH ¼  di 2 di ¼ Rohrinnendurchmesser ðmÞ 0,8

0,33

 α¼ AHR ¼

Nu  λ DH

π  di2 8

Beispiel 6.4.3: Berechnung der Wärmeübergangszahl bei Halbrohrbeheizung DN 80

Kühlwassermenge V ¼ 10 m3/h Halbrohr DN 80 88,9  2,5

λ ¼ 0,6 W/m K di ¼ 83,9 mm

ν ¼ 1 mm2/s DB ¼ 1,8 m

Pr ¼ 6,99

302

6

Rührbehälteranlagen

π π  0,0839 ¼ 0,1318 m AHR ¼  0,08392 ¼ 0,0028 m2 2 8 V 10 w¼ ¼ ¼ 1 m=s 3600  AHR 3600  0,0028 w  DH 1  0,1318 ¼ 131800 Re ¼ ¼ ν 1  106
 0,1318 0 ,8 0,33  1 þ 3,5  ¼ 801,7 Nu ¼ 0,027  131800  6,99 1,8 Nu  λ 801,7  0,6 ¼ 3674 W=m2 K ¼ α¼ DH 0,1318 DH ¼

Aus Abb. 6.9 ist zu entnehmen, dass die Wärmeübergangszahlen bei der Halbrohrbeheizung wesentlich besser sind als beim Doppelmantel mit Spiralblechen.

Abb. 6.9 Wärmeübergangszahlen von Wasser bei 20  C und 90  C für die Beheizung in Halbrohren DN 80 und im Doppelmantel mit Spiralblechen

6.4

Rührbehälteraußenbeheizung [9]

303

Ein weiterer Nachteil des Doppelmantels ist die größere erforderliche Behälterwandstärke. Da die Behälter im Allgemeinen aus Edelstahl gefertigt werden und Edelstahl eine schlechte Wärmeleitzahl hat, wird der Wärmedurchgang durch die dickere Behälterwand verschlechtert. Aus Abb. 6.10 ist zu erkennen, dass man für die Mantelbeheizung dickere Wandstärken benötigt, weil die Beullängen größer sind. In Abb. 6.11 sind die Wärmeübergangszahlen von Wasser und Thermalöl bei verschiedenen Temperaturen dargestellt. Die Wärmeübergangskoeffizienten von Thermalöl sind um den Faktor 5–10 niedriger als die von Wasser. Wasser ist der bei weitem beste Wärmeträger wegen der guten Wärmeleitzahl und der geringen Viskosität, aber bei erforderlichen Heiztemperaturen von über 200  C ist

Abb. 6.10 Erforderliche Behälterwandstärke für Mantel- und Halbrohrbeheizung

304

6

Rührbehälteranlagen

Abb. 6.11 Wärmeübergangszahlen für Wasser und Thermalöl bei der Halbrohrbeheizung DN 80

der Wasserdampfdruck so hoch, dass sich sehr hohe Rührbehälterwandstärken ergeben. Deshalb verwendet man bei höheren Heiztemperaturen Thermalöl als Heizmedium.

6.5

Instationäres Heizen und Kühlen [7]

Das Aufheizen und Abkühlen von Produkten in Rührbehältern ist ein instationärer Vorgang, weil sich die Temperaturdifferenz zwischen Heizmedium und Produkt während des Aufheizens oder Abkühlens ständig ändert. Wenn ein Produkt im Rührbehälter mit 180  C heißem Dampf von 30  C auf 150  C aufgeheizt wird, so ändert sich im Verlauf des Aufheizens die Temperaturdifferenz von anfangs 18030 ¼ 150  C auf zum Schluss 180150 ¼ 30  C. In Abb. 6.12 ist die isotherme Beheizung von Rührbehältern dargestellt. Die Zeit Θ für das instationäre Aufheizen mit isothermem Dampf ermittelt man wie folgt [7]:

6.5

Instationäres Heizen und Kühlen [7]

305

T1 T1 GH/GK T2 M, CM, t

T2

M, CM, t

Abb. 6.12 Isotherme Beheizung von Rührbehältern mit Dampf

Θ¼

M  cM T  t1 ð hÞ  ln 1 kA T 1  t2

Die Produkttemperatur tProd nach der Heizzeit Θ bestimmt man folgendermaßen: t Prod ¼ T 1  ðT 1  t 1 Þ  eX * Θ ¼ T 1  X¼

kA M  cM

T 1  t1 ðK Þ eX * Θ

  A ¼ Heizfl€ache am R€uhrbeh€alter m2 cM ¼ spezifische W€armekapazit€at des Produkts ðWh=kgKÞ M ¼ ProduktmengeðkgÞ

  k ¼ W€armedurchgangszahl W=m2 K

T1 ¼ Heizdampftemperatur ðKÞ t1 ¼ Produkttemperatur zu Beginn ðKÞ t2 ¼ Produkttemperatur am Ende ðKÞ Beispiel 6.5.1: Berechnung der Aufheizzeit von 30  C auf 100  C

A ¼ 50 m2 t1 ¼ 30  C ¼ 303 K Θ¼

M ¼ 100 t

cM ¼ 0,6 Wh/kg K t2 ¼100  C ¼ 373 K

k ¼ 100 W/m2 K T1 ¼ 150  C ¼ 423 K

M  cM T  t 1 100:000  0,6 423  303 ¼  ln ¼ 10,5 h  ln 1 100  50 423  373 kA T 1  t2

306

6

Rührbehälteranlagen

Berechnung der Produkttemperatur nach 1 Stunde: X¼ t Prod

kA 100  50 ¼ ¼ 0,0833 M  cM 100:000  0,6 T t 423  303 ¼ T 1  1X * Θ 1 ¼ 423  0,0833 * 1 ¼ 312,6 K ¼ 39,6  C e e

In Abb. 6.13 sind die Aufheizkurven für 8 t Produkt von 30  C auf 190  C dargestellt. Diese Aufheizkurven benötigt man für die Produktionsplanung. Aus Abb. 6.13 ist zu entnehmen, dass die Aufheizzeit durch eine bessere Wärmedurchgangszahl verkürzt werden kann. In Abb. 6.7 wird gezeigt, dass man durch eine höhere Drehzahl die Wärmeübergangszahl im Rührbehälter und damit auch die Wärmedurchgangszahl verbessern kann. Das geht aber zu Lasten des Leistungsbedarfs des Rührers. Mit zunehmender Drehzahl steigt der Leistungsbedarf des Rührers. Diese zusätzliche Rührerleistung geht als Wärme ins Produkt. Beim Heizen ist das vorteilhaft, weil über die größere Rührerleistung das Produkt zusätzlich aufgeheizt wird. Das Kühlen des Produkts mit Kühlwasser ist ein nicht isothermer instationärer Vorgang. Die Kühlzeit θ wird folgendermaßen berechnet: θ¼

Mc K2 t  T1  ð hÞ  ln 1 G K  cK K 2  1 t2  T 1

Beispielrechnungen sind in [7] zu finden. In Abb. 6.14 sind die Kühlzeiten für die Abkühlung von 8 t Produkt von 150  C auf 40  C für zwei unterschiedliche Wärmedurchgangszahlen dargestellt. Durch die bessere Wärmedurchgangszahl k ¼ 140 W/m2 K bei einer höheren Drehzahl kann die Kühlzeit reduziert werden. Das erhöht jedoch den Leistungsbedarf des Rührers, und dessen höhere Antriebsleistung muss zusätzlich über die Kühlfläche von dem Kühlwasser abgeführt werden. Eigentlich soll gekühlt werden, aber der stärkere Motor heizt das Produkt auf. In solchen Fällen sollte man daher mit einem externen Kühler arbeiten. Das Fließbild ist in Abb. 6.15 dargestellt. Die Berechnung des nicht isothermen Heizens und Kühlens ist etwas aufwendiger und wird in [7] mit Beispielen gezeigt. Die unterschiedlichen Kühlkurven in Abb. 6.16 zeigen, dass man mit dem externen Kühler 3 Stunden Produktionszeit beim Kühlen einsparen kann.

6.5

Instationäres Heizen und Kühlen [7]

307

Abb. 6.13 Aufheizzeiten für 8 t Produkt für Dampfbeheizung (200  C) bei unterschiedlichen Wärmedurchgangszahlen

Schriftzeichen: A ¼ Wärmetauscherfläche (m2) AHR ¼ Strömungsquerschnitt bei Halbrohrbeheizung (m2) AM ¼ Strömungsquerschnitt bei Mantelbeheizung (m2) AMS ¼ Strömungsquerschnitt bei Mantelbeheizung mit Spiralblechen (m2) a ¼ Mantelweite (m) b ¼ Spiralblechabstand (m) C ¼ Wärmeübergangsbeiwert c ¼ Spezif. Wärmekapazität (Wh/kgK) d ¼ Rührerdurchmesser (m) D ¼ Behälterdurchmesser (m) DB ¼ Behälterdurchmesser (m)

308

6

Abb. 6.14 Abkühlzeiten für 8 t Produkt mit 10 t/h Kühlwasser mit 20  C Abb. 6.15 Rührbehälter mit einem externen Kühler

Rührbehälteranlagen

6.5

Instationäres Heizen und Kühlen [7]

Abb. 6.16 Kühlzeiten für 8 t Produkt von 150  C auf 40  C mit der Kühlung mit der Reaktorfläche (14,8 m2) oder mit einem externen Kühler (50 m2)

DH ¼ Hydraulischer Durchmesser (m) da ¼ Rohraußendurchmesser (m) di ¼ Halbrohrinnendurchmesser (m) Dba ¼ Behälteraußendurchmesser (m) Dmi ¼ Mantelinnendurchmesser (m) Dsch ¼ Heizschlangendurchmesser (m) fi ¼ Innerer Verschmutzungsbeiwert (m2K/W) fa ¼ Äußerer Verschmutzungsbeiwert (m2K/W) Hsch ¼ Heizschlangenhöhe (m) k ¼ Wärmedurchgangszahl (W/m2 K) Ne ¼ Leistungsbeiwert n ¼ Rührerdrehzahl (U/s) N ¼ Spiralwindungen Nu ¼ Nusseltzahl P ¼ Leistungsaufnahme (kW) Pr ¼ Prandtlzahl Q ¼ Wärmeleistung (W) Re ¼ Reynoldszahl wU ¼ Umfangsgeschwindigkeit (m/s)

309

310

6

Rührbehälteranlagen

wSink ¼ Sinkgeschwindigkeit (m/s) αR ¼ Wärmeübergangszahl im Rührbehälter (W/m2 K) αH ¼ Wärmeübergangszahl des Heizmediums (W/m2 K) η ¼ Dynamische Viskosität (Pas) ν ¼ Kinematische Viskosität (m2/s) λ ¼ Wärmeleitzahl (W/m K) λW ¼ Wärmeleitzahl der Wand (W/m K) ρ ¼ Produktdichte (kg/m3) ρl ¼ Dichte der leichten Phase (kg/m3) ρs ¼ Dichte der schweren Phase (kg/m3)

Literatur 1. Nitsche, M.: Auswahl von Rührern. Chemie-Technik 14, 7 (1985) 2. Nitsche, M.: Rohrleitungs-Fibel, 2. Aufl.. Vulkan, Essen (2016) 3. Ekato: Handbuch der Rührtechnik. Ekato, Schopfheim (2012) 4. Fasano, J.B., Bakker, A., Penney, W.R.: Advanced impeller geometry boosts liquid agitation (Aug). Chem. Eng. (1994) 5. Corpstein, R.R., Fasano, J.B., Myers, K.J.: The high-efficiency road to liquid-solid agitation (Oct). Chem. Eng. (1994) 6. Bakker, A., Smith, J.M., Myers, J.M.: How to disperse gases in liquids (Dec). Chem. Eng. (1994) 7. Nitsche, M.: Wärmetausch-Fibel II. Vulkan, Essen (2013) 8. Wilke, H.P., Weber, C., Fries, T.: Rührtechnik. Hüthig, Heidelberg (1988) 9. Nitsche, M.: Auslegung von Rührbehälteraußenbeheizungen. Chemie-Technik 14, 9 (1985)

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Bei der Wärmetauscherauslegung wird die Wärmetauscherfläche A (m2) ermittelt, die für eine bestimmte Wärmeleistung Q (W) bei einem vorgegebenen Temperaturgefälle Δt (
C) benötigt wird. A¼

Q
2 m k  Δt

Die Wärmedurchgangszahl k wird folgendermaßen berechnet: 1 1 1 s ¼ þ þ þ fi þ fa k αi αa λ
 f i ¼ Verschmutzung innen m2 K=W
 f a ¼ Verschmutzung außen m2 K=W
 k ¼ Wärmedurchgangszahl W=m2 K s ¼ Rohrwandstärke ðmÞ λ ¼ Wärmeleitzahl des Rohrmaterials ðW=m KÞ


 αi ¼ Innere Wärmeübergangszahl in den Rohren W=m2 K


 αa ¼ Äußere Wärmeübergangszahl an den Rohren im Mantelraum W=m2 K In Abb. 7.1 wird gezeigt, welche Wärmedurchgangswiderstände zu überwinden sind und wie das Temperaturprofil in einem Wärmetauscher aussieht. In Abschn. 7.6.2 werden die Wärmedurchgangszahlen und das Temperaturprofil berechnet. Richtwerte für Wärmeübergangszahlen sind in Tab. 7.1, für Wärmedurchgangszahlen in Tab. 7.2 aufgelistet. # Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_7

311

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Flüssigkeitstemperatur

312

Kalte Flüssigkeit

Flüssigkeitsfilm Ablogerungen Metallwand

Gastemperatur

Ablagerungen Gasfilm

Heißes Gas

Abb. 7.1 Wärmedurchgangswiderstände mit Temperaturprofil

Tab. 7.1 Wärmeübergangzahlen α Eigenkonvektion: Gase bei Atmosphärendruck Öl (100 mm2/s) Wasser Kohlenwasserstoffe, dünnflüssig Kondensation: Wasserdampf Organ. Lösemittel Leichte Öle Schwere Öle (Vakuum) Verdampfung: Wasser Organ. Lösemittel Leichte Öle Strömende Medien: Atmosphärische Gase Gase unter Druck Organische Lösemittel Wasser

α (W/m2 K) 4–6 10–20 250–500 170–300 5000–10.000 1000–3000 1000–1500 100–300 4000–10000 1000–2500 700–1400 40–200 150–300 300–1000 2500–4000

7.1

Vorgehensweise bei der Wärmetauscherauslegung

313

Tab. 7.2 Wärmedurchgangszahlen k Kondensation: Wasser Wasser Wasser Wasser Verdampfung: Dampf Dampf Dampf Dampf Strömende Medien: Dampf Dampf Dampf Wasser Wasser Wasser Organ. Lösem.

7.1

Wasser Organ. Lösemittel Organ. Lösemittel + Inerte Hochsiedende KWST (Vakuum)

k (W/m2 K) 1000–2000 600–1000 100–500 50–200

Wasser Organ. Lösemitel Leichte Öle Schwere Öle

2000–4000 500–1000 250–800 120–400

Wasser Organ. Lösemittel Gase Wasser Organ. Lösemittel Gase Organ.Lösemittel

1500–4000 600–1000 30–250 1000–2000 250–800 15–300 100–300

Vorgehensweise bei der Wärmetauscherauslegung

Für die Berechnung der konvektiven Wärmeübergangszahlen in einem Wärmetauscher gemäss Abb. 7.2 benötigt man die Reynoldszahl. Die Wärmeübergangskoeffizienten α sind abhängig von der Reynoldszahl Re bzw. der Strömungsgeschwindigkeit w auf der Rohr- und Mantelseite. Rohrseite: α  w0,8

Mantelseite: α  w0,6

Es müssen daher die Strömungsquerschnitte bekannt sein, damit man die Strömungsgeschwindigkeiten und die Reynoldszahlen ermitteln kann. Bei einem vorhandenen Wärmetauscher ist das kein Problem, wenn eine Zeichnung vorliegt. Bei der Auslegung eines neuen Wärmetauschers kennt man die Strömungsquerschnitte nicht. Es muss daher zunächst eine Abschätzung der erforderlichen Fläche erfolgen und dann ein geeigneter Apparat ausgewählt werden. Bei der Auswahl sind folgende Kriterien zu beachten: • Die Strömungsgeschwindigkeit sollte auf beiden Seiten für Flüssigkeiten im Bereich von 0,5–1 m/s liegen und für Gase im Bereich 15–20 m/s. • Die erforderliche Austauschfläche sollte mit Rohrlängen von 3–6 m erreicht werden. In Abb. 7.3 ist das Ablaufschema für eine Wärmetauscherauslegung dargestellt. Im Folgenden wird der in Abb. 7.3 schematisch dargestellte Ablauf beim Auslegen eines Wärmetauschers erläutert.

314

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen Manteleintritt T1

t2

Rohreintritt t1

T2

Abb. 7.2 Wärmetauscher für den konvektiven Wärmeübergang

1. Zusammenstellung der Mengen und Temperaturen mit den physikalischen Daten 2. Ermittlung der Wärmeleistungen auf Rohr- und Mantelseite Qerf ¼ QM ¼ M M :cP :ðT 1  T 2 Þ

ðMantelseiteÞ

Qerf ¼ QR ¼ M R :cP :ðt 1  t 2 Þ

ðRohrseiteÞ

Bei Kondensatoren und Verdampfern wird die Wärmeleistung unter Berücksichtigung der Kondensations- bzw. Verdampfungsenthalpien ermittelt. 3. Berechnung der treibenden Temperaturdifferenz CMTD für die Wärmeleistung. Zunächst bestimmt man die logarithmische Temperaturdifferenz LMTD für den idealen Gegenstrom. Die meisten Wärmetauscher haben zur Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit in den Rohren mehrere Gänge. Der Wärmetauscher in Abb. 7.2 hat z. B. zwei Gänge. Das Medium auf der Rohrseite strömt hin und zurück. In einem Rohrgang strömt das Produkt im Gleichstrom mit der Mantelseite, im anderen Gang im Gegenstrom zur Mantelseite.

7.1

Vorgehensweise bei der Wärmetauscherauslegung

315

Abb. 7.3 Ablauf einer Wärmetauscherauslegung

Es liegt also kein idealer Gegenstrom vor. Das treibende Temperaturgefälle ist schlechter. Bei mehrgängigen Wärmetauschern muss daher wegen des nichtidealen Gegenstroms ein Temperaturwirkungsfaktor F berechnet werden. F sollte > 0,75 sein! Mit Hilfe des Temperaturwirkungsfaktors F ermittelt man die korrigierte wirksame Temperaturdifferenz CMTD. CMTD ¼ F  LMTD: Die Berechnung der wirksamen Temperaturdifferenz wird in Abschn. 7.3.3 gezeigt. Bei nicht-linearen Kondensations- oder Verdampfungskurven muss die mittlere gewogene Temperaturdifferenz WMTD bestimmt werden (Abschn. 7.3.5).

316

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

4. Abschätzung der erforderlichen Wärmetauscherfläche Für die berechnete Wärmeleistung und die vorhandene wirksame Temperaturdifferenz wird mit einer geschätzten Wärmedurchgangszahl k aus Tab. 7.2 die erforderliche Wärmetauscherfläche A abgeschätzt: A¼


2 Qerf m k  CMTD

5. Auswahl eines geeigneten Apparates aus der Tab. 7.3 für die benötigte Wärmetauschfläche A aus der Spalte AS mit der Oberfläche des Wärmetauschers pro m Länge (m2/m). 6. Ermittlung der Strömungsgeschwindigkeit mithilfe der Spalten VR und VM: In den Spalten VR und VM sind die Volumenströme auf der Rohr- und Mantelseite aufgelistet, die für eine Strömungsgeschwindigkeit von 1 m/s benötigt werden.

Beispiel 7.1.1: Auswahl eines geeigneten Wärmetauschers für eine benötigte Fläche A = 55 m2

Rohrseitiger Mengendurchsatz Vrohr ¼ 40 m3 =h Mantelseitiger Mengenstrom Vmantel ¼ 80 m3 =h Gewählt: Typ 12 mit 18,2 m2/m Rohrlänge, 232 Rohre in 8 Gängen Rohrl€ange 4 m W€armetauscherfl€ache ¼ 4  18, 2 ¼ 72, 8 m2 32 % Reserve Ermittlung der Strömungsgeschwindigkeit wR auf der Rohrseite: V 40  1 ¼ 1, 1 m=s wR ¼ Rohr  1 ¼ 36, 16 VR Bestimmung der Strömungsgeschwindigkeit wM auf der Mantelseite: V 80  1 ¼ 0, 985 m=s wM ¼ Mantel  1 ¼ 81, 22 VM Erste Voraussetzung für einen guten konvektiven Wärmeübergang ist eine hohe Strömungsgeschwindigkeit. Deshalb sind die beiden Spalten mit VR und VM in Tab. 7.3 so wichtig. In den Abb. 7.4 und 7.5 wird gezeigt, dass die Wärmeübergangszahlen mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit ansteigen. Mantelseitig kann der Umlenkblechabstand B verkürzt werden, wenn die Strömungsgeschwindigkeit vergrößert werden soll, um eine bessere Wärmeübergangszahl zu erreichen.

7.1

Vorgehensweise bei der Wärmetauscherauslegung

317

Tab. 7.3 Geometrische Daten von Wärmetauschern nach DIN 28184, Teil 1, für Rohre 25  2 mit Dreieckteilung 32 mm Typ Nr. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24

DN – 150 200 250 300 350 350 400 400 500 500 600 600 700 700 800 800 900 900 1000 1000 1100 1100 1200 1200

Z – 2 2 2 2 2 4 2 4 2 4 2 8 2 8 2 8 2 8 2 8 2 8 2 8

Da (mm) 168 219 273 324 355 355 406 406 508 508 600 600 700 700 800 800 900 900 1000 1000 1100 1100 1200 1200

B (mm) 30 40 50 60 70 70 80 80 100 100 120 120 140 140 160 160 180 180 200 200 220 220 240 240

n – 14 26 44 66 76 68 106 88 180 164 258 232 364 324 484 432 622 556 776 712 934 860 1124 1048

AE (mm2) 1770 2288 5520 5088 6230 6230 11.072 0072 14.600 12.100 19.560 22.560 22.260 25.760 29.440 37.440 41.400 41.400 46.000 56.000 55.220 60.720 72.240 78.240

AR (mm2) 2425 4503 7620 11.430 13.162 5888 18.357 7620 31.172 14.201 44.681 10.044 63.038 14.028 83.819 18.703 107.718 24.072 134.388 30.826 161.750 37.234 194.655 45.373

AS (m2/m) 1,1 2 3,5 5,2 6 5,3 8,3 6,9 14,1 12,9 20,3 18,2 28,6 25,4 38 33,9 48,9 43,7 61 55,9 73,4 67,5 88,3 82,3

fw – 0,251 0,366 0,259 0,375 0,397 0,381 0,319 0,382 0,360 0,430 0,389 0,348 0,456 0,395 0,454 0,367 0,407 0,416 0,452 0,373 0,460 0,420 0,416 0,390

VR (m3/h) 8,73 16,21 27,43 41,15 47,38 21,20 66,09 27,43 112,22 51,12 160,85 36,16 226,94 50,50 301,75 67,33 387,79 86,66 483,80 110,97 582,30 134,05 700,76 163,34

DN ¼ Mantelnennweite z ¼ Gangzahl Da ¼ Manteldurchmesser B ¼ Umlenkblechabstand (mm) n ¼ Rohrzahl AE ¼ Strömungsquerschnitt Mantelseite (mm2) AR ¼ Rohrseitiger Strömungsquerschnitt (mm2) AS ¼ Wärmetauscheroberfläche pro m Rohrlänge (m2/m) VR ¼ Flüssigkeitsmenge für 1 m/s Strömungsgeschwindigkeit auf der Rohrseite (m3/h) VM ¼ Flüssigkeitsmenge für 1 m/s Strömungsgeschwindigkeit auf der Mantelseite (m3/h)

VM (m3/h) 6.37 8,24 19,87 18,32 22,43 22,43 39,86 32,66 52,56 43,56 70,42 81,22 80,14 92,74 105,98 134,76 149,04 149,04 165,60 201,60 198,79 218,59 260,06 281,66

318

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Abb. 7.4 Rohrseitige Wärmeübergangszahl in Abhängigkeit von der Strömungsgeschwindigkeit

Da die der Auslegung zugrundeliegenden Mengenströme bekannt sind, lässt sich die Strömungsgeschwindigkeit sehr einfach mithilfe der Kenngrößen VR und VM in Tab. 7.3 bestimmen (siehe Beispiel 7.1.1).

7.1

Vorgehensweise bei der Wärmetauscherauslegung

319

Abb. 7.5 Mantelseitige Wärmeübergangszahlen als Funktion der Strömungsgeschwindigkeit

7. Berechnung der Wärmeübergangszahlen auf der Rohr- und Mantelseite Wenn die Strömungsgeschwindigkeit ermittelt ist, kann die Reynoldszahl berechnet werden. Beim konvektivem Wärmeübergang ist die Wärmeübergangszahl abhängig von der Reynoldszahl Re und der Prandtlzahl Pr. α¼

Const:  Re m  Pr0,33  λ d

Re ¼

wd ν

Pr ¼

ν  c  ρ  3600 λ

320

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen


 ν ¼ kinemat:Viskosität m2 =s w ¼ Str€ omungsgeschwindigkeit ðm=sÞ
 ρ ¼ Dichte kg=m3 d ¼ Rohrdurchmesser ðmÞ λ ¼ W€armeleitzahl ðW=m KÞ c ¼ spezif:W€armekapazit€at ðWh=kg KÞ Die Prandtlzahl Pr ist nur abhängig von den Stoffdaten Dichte, Viskosität, Wärmeleitzahl und spezifischer Wärmekapazität. Die berechnete Wärmeübergangszahl αi in den Rohren wird umgerechnet auf die Außenoberfläche, weil die Wärmetauscherfläche sich auf den Rohraußendurchmesser bezieht. αia ¼ αi :

di da

8. Ermittlung der Wärmedurchgangszahl k unter Berücksichtigung der Wärmewiderstände in der Rohrwand und den Verschmutzungen 1 1 1 s ¼ þ þ þ fi þ fa k αi αa λ Berechnung der tatsächlichen Wärmeleistung Q des ausgewählten Wärmetauschers und Vergleich mit dem k-Wert für die erforderliche Wärmeleistung. Q ¼ k  A  CMTD 9. Überprüfung der Reserve und der Verschmutzungsreserve 

k

k erf

  100  100 ¼ % Reserve

Die Vorgehensweise wird in der Wärmetausch-Fibel I [1] anhand von Beispielen erläutert. Schriftzeichen k ¼ berechnete Wärmedurchgangszahl (W/m2 K) MM ¼ Mantelseitiger Mengenstrom (kg/h) MR ¼ Rohrseitiger Mengenstrom (kg/h) kerf ¼ erforderliche Wärmedurchgangszahl (W/m2 K) Qerf ¼ Erforderliche Wärmeleistung (W) wM ¼ Mantelseitige Strömungsgeschwindigkeit (m/s)

7.2

Informationen zu Wärmetauschern

321

wR ¼ Rohrseitige Strömungsgeschwindigkeit (m/s) Σf ¼ Verschmutzungsreserve (m2K/W) αia ¼ Wärmeübergangszahl αi im Rohr bezogen auf die Außenfläche (W/m2 K) αa ¼ Wärmeübergangszahl auf der Mantelseite (W/m2 K) s ¼ Rohrwandstärke (m) λ ¼ Wärmeleitzahl des Rohrwerkstoffs (W/mK) fi ¼ Verschmutzungsbeiwert auf der Rohrinnenseite (m2K/W) fa ¼ Verschmutzungbeiwert auf der Rohraußenseite (m2K/W) CMTD ¼ Korrigierte wirksame Temperaturdifferenz ¼ F  LMTD (
C) LMTD ¼ Logarithmische Temperaturdifferenz für Gegenstrom (
C)

7.2

Informationen zu Wärmetauschern

7.2.1

Rohranordnung

Durch eine dreieckige oder versetzte Anordnung der Rohre im Bündel erreicht man einen besseren Wärmeübergang, weil die Rohre direkt angeströmt werden. Bei der quadratischen Rohranordnung strömt das Medium zwischen den Rohrreihen, und die Wärmeübergangszahl ist schlechter als bei der versetzten Anordnung. Wenn starke Verschmutzungen auf der Mantelseite zu erwarten sind, z. B. in einem Kettle-Verdampfer, muss die quadratische Teilung gewählt werden, damit die Mantelseite gereinigt werden kann. Ein Kompromiss ist die gedrehte quadratische Teilung: Der Wärmeübergang ist besser, weil die Rohre angeströmt werden, und es kann zwischen den Rohrreihen gereinigt werden. Normalerweise wählt man die versetzte Dreieckteilung, weil der Wärmeübergang besser ist und man bei Dreieckteilung mehr Rohre in einem Mantel unterbringen kann. Bei Dreieckteilung ist die Wärmetauscherfläche in einem vorgegebenen Mantelrohr größer.

Dreieck

Quadrat

Quadrat gedreht

322

7.2.2

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Beipass- und Leckageströmung auf der Mantelseite

Auf der Mantelseite soll das Medium zwischen den Umlenkblechen durch das Rohrbündel strömen. Wenn jedoch große Beipassgassen installiert werden, z. B. eine große Spalte zwischen dem Mantel und dem Rohrbündel, so strömt das Produkt durch die freien Gassen und nimmt nicht teil am Wärmeaustausch (siehe Abb. 7.6). Wenn die Löcher in den Umlenkblechen viel grösser sind als die Rohrdurchmesser und ein großer Spalt zwischen Umlenkblech und Mantel besteht, kommt es zur Leckageströmung durch diese Spalte. Die Leckagemenge nimmt nicht teil am Wärmeaustausch (Abb. 7.7). Um die Wirksamkeit eines Wärmetauschers zu verbessern, sollte der Beipassspalt zwischen den äußersten Rohren und dem Mantel minimiert oder durch Totrohre blockiert werden, damit das Medium quer durch die Rohrreihen strömen muss. Bei Schwimmkopfapparaten, die konstruktiv bedingt einen größeren Spalt am Mantel haben, müssen Dichtbleche den Außenspalt blockieren (Abb. 7.8). Ebenso müssen freie Rohrgassen durch Gangaufteilungen in Strömungsrichtung oder bei U-Rohr-Bündeln vermieden werden. Die Toleranzen zwischen den Rohren und den Umlenkblechbohrungen sowie zwischen Umlenkblechen und Mantel sollten möglichst gering sein, um die Leckageströmung zu minimieren (siehe DIN bzw. TEMA). Toleranzen: DIN 28008, Grad E, und DIN 28182 und DIN 28185 für Einbauten

Abb. 7.6 Beipasströmung

7.2

Informationen zu Wärmetauschern

323

Abb. 7.7 Leckageströmung

Abb. 7.8 Schwimmkopfwärmetauscher mit Dichtblechen für den Beipassspalt

7.2.3

Umlenkbleche

Auf der Mantelseite strömt das Produkt zwischen den Umlenkblechen quer durch das Rohrbündel. Der Strömungsquerschnitt und damit die Strömungsgeschwindigkeit wird durch den Abstand der Umlenkbleche vorgegeben. Einige Ausführungsformen sind in Abb. 7.9 dargestellt. Normalerweise setzt man Segmentumlenkbleche ein.

324

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Scheibenumlenbleche

Doppelsegmentumlenkbleche

Segmentumlenkbleche Abb. 7.9 Umlenkbleche

7.2.4

Technische Hinweise

Welches Produkt kommt auf die Rohr-, welches auf die Mantelseite? Durch die Rohre: das Medium mit dem höheren Druck, korrosive Medien und verschmutzungsanfällige Produkte Auf der Mantelseite: zähflüssige Produkte Wie wird die unterschiedliche thermische Ausdehnung zwischen Rohren und Mantel aufgenommen?

7.2

Informationen zu Wärmetauschern

325

Durch einen Kompensator im Mantel von Festrohrbündeln Durch eine U-Rohr-Ausführung mit freier Rohrausdehnung Mit einem Schwimmkopf für die freie Dehnung Die verschiedenen Möglichkeiten sind in Abb. 7.10 dargestellt.

Abb. 2. Feste Rohrböden mit kompensator

Abb. 3. U-Rohrbündel mit einem Rohrboden

Abb. 4. Verdampfer mit U-Rohren

Abb. 5. MantelStopfbuchse (TEMA P)

Abb. 6. Durchziehbarer Schwimmkopf (TEMA T)

Abb. 7. Verdamfer mit Schwimmkopf

Abb. 8. Geteilter Schwimmkopf (TEMA S)

Abb. 7.10 Ausdehnungsmöglichkeiten in Rohrbünelwärmetauschern

326

7.2.5

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Auswahl eines Rohrbündelwärmetauschers

Eine Übersicht über die verschiedenen Wärmetauschertypen nach TEMA für unterschiedliche Hauben, Mäntel und Umlenkkammern wird in Abb. 7.11 gegeben. TEMA ¼ Standards of Tubular Exchanger Manufacturers Association USA

Abb. 7.11 TEMA -Systematik für verschiedene Mantel- und Haubenausführungen

7.2

Informationen zu Wärmetauschern

327

Mithilfe des Auswahlschemas in Abb. 7.12 kann der für die Aufgabenstellung erforderliche Wärmetauschertyp ermittelt werden. Welche Wärmetauschertypen können gereinigt werden? Rohrseitige Reinigung: TEMA-Typen AEL und NEN mit Rohrdurchmessern > 20 mm Mantelseite Reinigung: Ziehbare Bündel mit quadratischer Teilung: TEMA-Typen CEU + CES + AES

Welcher Wärmetauscher-Typ?

ja

Große ThermoSpannungen?

nein

Festes Rohrbündel mit Kompensator U-Rohre Bajonett-Rohre Schwimmkopf

Festes oder ziehbares Rohrbündel

ja

Mantelseitige Verschmutzung?

nein chem. Reinigung in situ möglich?

ja

nein ja

Periodische inspektion? nein

Ziehbares Bündel U-Rohr-Bündel Schwimmkopf

Abb. 7.12 Auswahlschema für Wärmetauscher

Festes Rohrbündei

328

7.3

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Wirksame Temperaturdifferenzen LMTD und CMTD für den Wärmeaustausch (Abb. 7.13) Manteleintritt T1

T2

t2

Rohreintritt t1

Abb. 7.13 Wärmetauscher TEMA-Typ E mit 2 rohrseitigen Durchgängen und den Ein- und Austrittstemperaturen auf der Rohr- und Mantelseite

7.3.1

Logarithmische Temperaturdifferenz LMTD für idealen Gegenstrom

Die logarithmische Temperaturdifferenz LMTD für den idealen Gegenstrom wird aus den beiden Temperaturdifferenzen Δt1 und Δt2 ermittelt (Abb. 7.14) LMTD ¼

Δt 1  Δt 2 Δt ln 1 Δt 2

Δt 1 ¼ T 1  t 2

T1 ¼ Eintrittstemperatur mantelseitig ð
CÞ t1 ¼ Eintrittstemperatur rohrseitig ð
CÞ T2 ¼ Austrittstemperatur mantelseitig ð
CÞ t2 ¼ Austrittstemperatur rohrseitig ð
CÞ

Δt 2 ¼ T 2  t 1

7.3

Wirksame Temperaturdifferenzen LMTD und CMTD für den Wärmeaustausch . . .

329

80 °C LMTD = 34,8 °C

20 °C

40 °C

50 °C

Abb. 7.14 Eingängiger Wärmetauscher mit idealem Gegenstrom

Beispiel 7.3.1.1: Berechnung der logarithmischen Temperaturdiffenz LMTD

Rohrseite:

Rohrseite: t1 ¼ 30
C

Mantelseite:

LMTD ¼

7.3.2

t2 ¼ 60
C

Isotherme Beheizung T1 ¼ T2 ¼ 100
C

Nichtisotherme Beheizung T1 ¼ 100
C T2 ¼ 80
C

100 ! 100 60 30

100 ! 80 60 30

40

40

70

40  70 ¼ 53, 6
C 40 ln 70

LMTD ¼

70

50  40 ¼ 44, 8
C 50 ln 40

Temperaturdifferenz CMTD für mehrgängige Wärmetauscher TEMA-Typ E

Es wurde bereits darauf hingewiesen, dass man bei mehrgängigen Wärmetauschern keinen idealen Gegenstrom vorliegen hat,sondern eine Mischung aus Gleich- und Gegenstrom. Dadurch wird das wirksame Temperaturgefälle verschlechtert (Abb. 7.15).

7.3.3

Berechnung der korrigierten Temperaturdifferenz CMTD

Zunächst wird das logarithmische Temperaturgefälle LMTD aus den Ein- und Austrittstemperaturen auf der Rohr- und Mantelseite berechnet.

330

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

LMTD = 34,8 °C 80 °C CMTD = F * LMTD = 0,91 * 34,8 = 31,6 °C

40 °C 30 °C 20 °C

50 °C

Abb. 7.15 Zweigängiger Wärmetauscher mit nicht idealem Gegenstrom

Bei nicht idealem Gegenstrom muss die logarithmische Temperaturdifferenz mit einem Temperaturwirkungsfaktor F korrigiert werden. CMTD ¼ F  LMTD

F ¼ Temperaturwirkungsfaktor LMTD ¼ Logarithmische Temperaturdifferenz (
C) bei Gegenstrom CMTD ¼ Wirksame Temperaturdifferenz (
C) für mehrgängige Wärmetauscher Die graphische oder rechnerische Bestimmung des Temperaturwirkungsfaktors F wird ausführlich in der Wärmetausch-Fibel I [1] beschrieben. Die wesentlichen Berechnungsformeln sind in Abb. 7.16 zusammengestellt. Eine einfache Methode zur Bestimmung der wirksamen Temperaturdifferenz CMTD in mehrgängigen Wärmetauschern mit den Rechengrössen O und M wird im folgenden gezeigt M ð
C Þ OþM ln OM O ¼ ðT 1  t 2 Þ þ ðT 2  t 1 Þ qffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi M ¼ ðT 1  T 2 Þ2 þ ðt 2  t 1 Þ2 CMTD ¼

7.3

Wirksame Temperaturdifferenzen LMTD und CMTD für den Wärmeaustausch . . .

331

Abb. 7.16 Berechnungsformeln zur Ermittlung des Temperaturwirkungsfaktors F

Beispiel 7.3.3.1: Berechnung von LMTD in Abb. 7.14 und CMTD in Abb. 7.15

Manteleintrittstemperatur T1 ¼ 80
C Rohreintrittstemperatur t1 ¼ 20
C

Mantelaustrittstemperatur T2 ¼ 50
C Rohraustrittstemperatur t2 ¼ 40
C




Δt1 ¼ T1  t2 ¼ 80  40 ¼ 40 C Δt2 ¼ T2  t1 ¼ 50  20 ¼ 30
C Berechnung der logarithmischen Temperaturdifferenz LMTD für idealen Gegenstrom in Abb. 7.14: LMTD ¼

40  30 ¼ 34, 8
C 40 ln 30

332

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Berechnung der korrigierten Temperaturdifferenz CMTD für den mehrgängigen Apparate in Abb. 7.15 mit den Hilfsgrössen O und M: O ¼ ð80  40Þ þ ð50  20Þ ¼ 70 qffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi M ¼ ð80  50Þ2 þ ð40  20Þ2 ¼ 36 CMTD ¼

36 ¼ 31, 6
C 70 þ 36 ln 70  36

Aus den Formeln in Abb. 7.16 geht hervor, dass der Temperaturwirkungsfaktor F durch die Hintereinanderschaltung von Wärmetauschern verbessert werden kann. Die Serienschaltung erhöht den Gegenstromeffekt und damit auch die wirksame Temperaturdifferenz CMTD. Das wird verdeutlicht in Tab. 7.4. Eine höhere Zahl der in Reihe geschalteten Wärmetauscher verbessert F und CMTD. In Abb. 7.17 wird gezeigt, wie man mehrere Wärmetauscher in Serie verbindet

7.3.4

Einfluss der Beipass-Strömung auf LMTD

Auf der Mantelseite strömt nicht die gesamte Produktmenge quer durch das Rohrbündel und wird aufgeheizt oder gekühlt. Ein Teil des Produktstroms fließt im Beipass oder durch Leckagen an den Wärmetauscherrohren vorbei und nimmt nicht am Wärmeaustausch teil.

Tab. 7.4 Temperaturwirkungsfaktor F und wirksame Temperaturdifferenz CMTD in Abhängigkeit von der in Serie geschalteten Wärmetauscher N T1 58 58 58 58 58 58 58 58

T2 42 42 42 42 42 42 42 42

t1 15 20 25 25 30 35 37 37

t2 35,1 40,1 45,1 45,1 50,1 55,1 57,1 57,1

N 1 1 1 2 2 4 6 7

LMTD 24,9 19,9 14,9 14,9 9,8 4,7 2,4 2,4

F 0,906 0,844 0,670 0,936 0,840 0,818 0,631 0,764

CMTD 22,6 16,8 10,13,9 8,2 3,8 1,5 1,8

7.3

Wirksame Temperaturdifferenzen LMTD und CMTD für den Wärmeaustausch . . .

333

t2

T1

1 Wärmetauscher

T2

t1

T1

t2

2 Wärmetauscher in Serie

T2

t1

T1

t2

3 Wärmetauscher in Serie

T2

t1

Abb. 7.17 Serienschaltung von Wärmetauschern

Es wird also nur ein Teil des mantelseitigen Produktstroms aufgeheizt oder gekühlt und dieser Teil wird mehr aufgeheizt oder gekühlt, weil die Menge kleiner ist. Dadurch verringert sich das treibende Temperaturgefälle. Die logarithmische Temperaturdifferenz wird kleiner. Das wird in Abb. 7.18 gezeigt. Aus Abb. 7.18 geht hervor, dass mit zunehmender Zahl der Umlenkungen der Temperatur- wirkungsgrad besser wird. Das liegt daran, dass bei jedem mantelseitigen Durchgang die beiden Ströme vermischt werden. Empfehlung: Umlenkblechabstand ¼ 0,2  Manteldurchmesser oder maximal 2
C Temperaturänderung pro Manteldurchgang

334

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

100 98

Temperaturwirkungsgrad (%)

96 94 92 90 88 86 84 82 80 0

10

20 30 40 Beispassmenge (%)

20 Umlenkbleche 5 Umlenkbleche

50

60

10 Umlenkbleche

Abb. 7.18 Temperaturwirkungsgrad in Abhängigkeit von der Beipassmenge

7.3.5

Mittlere gewogene Temperaturdifferenz WMTD

Für gekrümmte Temperaturkurven im Temperatur-Leistungsdiagramm, z. B. bei der Mehrkomponenten-Kondensation, werden große Wärmeleistungen bei hohen Temperaturgradienten und geringere Wärmeleistungen bei niedrigen Temperaturdifferenzen gefordert. Eine normale Berechnung der treibenden Temperaturdifferenz CMTD ist falsch. Es werden die wirksamen Temperaturdifferenzen in den verschiedenen Leistungszonen bestimmt und anschliessend die mittlere gewogene Temperaturdifferenz berechnet. In Abb. 7.19 wird ein Beispiel gezeigt. Die Differenz zwischen CMTD ¼ 67,32 K und WMTD ¼ 103,78 ist erheblich. Der Kondensator würde mit CMTD ¼ 67,38
C um 54 % zu groß ausgelegt werden.

7.4

Berechnung der Wärmeübergangszahlen und Druckverluste

280

265

260

244

240 Temperatur (°C)

335

220

210

200 180

Zone 1

160 Zone 2

140 120

Zone 3

120

115

100

85

80 0

0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0 Wärmeleistung (Mio. W)

WMTD =

Qges Q1/CMTD1 + Q2/CMTD2 + Q3/CMTD3

Q1 = 1,0 Mio W Q2 = 0,5 Mio W Q3 = 0,4 Mio W

CMTD = 153,78 K CMTD = 125,64 K CMTD = 51,11 K

Q/CMTD 6502,8 W/K 3979,6 W/K 7826,3 W/K 18308,7 W/K

WMTD =

1.9 Mio W = 103,78 K 18308,7

LMTD ohne Wärmeleistungskorrektur = 79,02 k F = 0,8519 CMTD = 67.32 K

Abb. 7.19 Beispiel zur Ermittlung der mittleren gewogenen Temperaturdifferenz WMTD

7.4

Berechnung der Wärmeübergangszahlen und Druckverluste

Wie berechnet man die Wärmeübergangszahlen für einen Wärmetauscher gemäß Abb. 7.20? Die erforderlichen Berechnungsgleichungen zur Ermittlung der Wärmeübergangszahlen auf der Rohr- und Mantelseite sind in Abb. 7.21 aufgelistet. In den Beispielen 7.4.1 und 7.4.2 wird die Anwendung der Gleichungen gezeigt. Die Berechnung der Wärmeübergangszahlen ist einfach und die Ergebnisse liegen auf der sicheren Seite. Die Beziehungen gelten für folgende geometrische Bedingungen: Umlenkblechabstand/Durchmesser B/D ¼ 0,2 bis 0,3 Segmenthöhe/Durchmesser H/D ¼ 0,2 bis 0,3 Diese geometrischen Bedingungen haben sich in der Praxis bewährt.

336

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen Manteleintritt (s. o.) T1

t2

Rohreintritt t1

T2

Abb. 7.20 Wärmetauscher mit zwei Rohrgängen

Aus den Berechnungsgleichungen in Abb. 7.21 geht hervor, dass die Nusseltzahl Nu bzw. die Wärmeübergangszahl α abhängig ist von der Prandtl- und der Reynoldszahl. In der Prandtlzahl Pr sind nur Stoffdaten enthalten, die man nicht verändern kann. Für die Auslegung wählt man im allgemeinen die Stoffdaten bei der mittleren Temperatur im Wärmetauscher. Wenn sich die Stoffdaten jedoch im Wärmetauscher stark mit der Temperatur ändern, ist eine abschnittsweise Berechnung der einzelnen Zonen im Wärmetauscher zu empfehlen. In den Abb. 7.22 und 7.23 sind schematisch die Strömungswege in einem Rohrbündelwärmetauscher dargestellt. Eine Verbesserung der Wärmeübergangszahlen kann nur durch eine Vergrößerung der Reynoldszahl Re bzw. eine Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit w erreicht werden. Mit zunehmender Reynoldszahl verringert sich die Dicke des laminaren Grenzfilms s an der Rohrwand und die Wärmeübergangszahl wird besser. α  λ=s Aus den Berechnugsgleichungen in Abb. 7.21 ergeben sich folgende Abhängigkeiten der Wärmeübergangszahlen α von der Strömungsgeschwindigkeit w:

7.4

Berechnung der Wärmeübergangszahlen und Druckverluste

337

Abb. 7.21 Berechnungsgleichungen für den konvektiven Wärmeübergang

Rohrseite: α  w0,8

Mantelseite: α  w0,6

Eine ausreichend hohe Strömungsgeschwindigkeit ist die Voraussetzung für eine gute Wärmeübergangszahl. Empfehlenswerte Strömungsgeschwindigkeiten: 0,5–2 m/s für Flüssigkeiten 10–25 m/s für Gase. Bei viskosen Medien sind die mantelseitigen Wärmeübergangszahlen höher als die αWerte auf der Rohrseite. Deswegen verlagert man die zähflüssigen Produkte gern auf die Mantelseite.

338

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

1. Gang

2. Gang 3. Gang

4. Gang

1. Gang 2. Gang 3. Gang 4. Gang

Abb. 7.22 Rohrseitige Strömung im Wärmetauscher

Schriftzeichen: B ¼ Umlenkblechabstand (m) Di ¼ Mantelinnendurchmesser (m) di ¼ Rohrinnendurchmesser (m) da ¼ Rohraussendurchmesser (m) l ¼ Rohrlänge (m) nq ¼ Anzahl der Rohre im Querstrom w ¼ Strömungsgeschwindigkeit (m/s) V ¼ Volumendurchsatz (m3/h) Nu ¼ Nusseltzahl Re ¼ Reynoldszahl Pr ¼ Prandtlzahl T ¼ Teilung (m) α ¼ Wärmeübergangszahl (W/m2 K) c ¼ Spezifische Wärmekapazität (Wh/kgK) λ ¼ Wärmeleitzahl (W/m K) ν ¼ Kinematische Viskosität (m2/s) ρ ¼ Dichte (kg/m3)

7.4

Berechnung der Wärmeübergangszahlen und Druckverluste

Abb. 7.23 Mantelseitige Strömung im Wärmetauscher

339

340

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Beispiel 7.4.1: Berechnung der rohrseitigen Wärmeübergangszahl

Basisdaten: Wärmetauscher DN 500 mit 164 Rohren 25  2 41 Rohre pro Gang

di ¼ 21 mm

4 Rohrdurchgänge

Rohrseitiger Durchsatz VR ¼ 51,12 m3 =h Dichte ρ ¼ 995 kg=m3

Spezif:Wärmekapazität c ¼ 1,16 Wh=kg K

Kinemat:Viskosität ν ¼ 0,92 mm =s 2

Wärmeleitzahl λ ¼ 0,605 W=m K

Berechnung des Strömungsquerschnitts fR von 41 Rohren f R ¼ 41  di2  π=4 ¼ 41  0,02122  0,785 ¼ 0,0142m2 Ermittlung der Strömungsgeschwindigkeit wR in den Rohren wR ¼

VR 51,12 ¼ 1 m=s ¼ f R  3600 0,0142  3600

Bestimmung der Reynoldszahl Re ¼

wR  di 1  0,021 ¼ ¼ 22826 ν 0,92  106

4. Berechnung der Pr – Zahl

Pr ¼

ν  c  ρ  3600 0,92  106  1,16  995  3600 ¼ ¼ 6,32 λ 0,605

5. Ermittlung der Nusseltzahl Nu ¼ 0,023  Re 0,8  Pr0,33 ¼ 0,023  228260,8  6,320,33 ¼ 129, 62

6. Berechnung der Wärmeübergangszahl

α¼

Nu  λ 129,62  0,605 ¼ ¼ 3734 W=m2 K di 0,021

7.4

Berechnung der Wärmeübergangszahlen und Druckverluste

341

Beispiel 7.4.2: Berechnung der mantelseitigen Wärmeübergangszahl

Basisdaten: Manteldurchmesser Di ¼ 1,1 m Dreieckteilung T ¼ 50 mm

270 Rohre 38  2 mm da ¼ 38 mm Umlenkblechabstand B ¼ 200 mm

Mengendurchsatz VM ¼ 200 m3 =h Dichte ρ ¼ 803 kg=m3 Spezif:W€armekapazit€at c ¼ 2,59 kJ=kg K ¼ 0,721 Wh=kg K Kinem:Viskosit€at ν ¼ 051 mm2 =s W€armeleitzahl λ ¼ 0,108 W=m K

1. Zunächst wird der Strömungsquerschnitt fq für den Querstrom mit der Teilung T ermittelt     da 38 f q ¼ Di  B  1  ¼ 1,1  0,2  1  ¼ 0,0528 m2 T 50 Alternative Berechnung mit der Anzahl der Rohre nq im Querstrom D 1100 ¼ ¼ 22 T
50  f q ¼ B  D  nq  da ¼ 0,2  ð1,1  22  0,038Þ ¼ 0,0528 m2 nq ¼

2. Danach wird die Strömungsgeschwindigkeit wq für den Querstrom ermittelt wq ¼

VM 200 ¼ 1,05 m=s ¼ 3600  f q 3600  0,0528

3. Berechnung der Reynoldszahl Re ¼

wq  da 1,05  0,038 ¼ 78398 ¼ ν 0,51  106

4. Berechnung der Pr-Zahl Pr ¼

ν  c  ρ  3600 0,51  106  0,721  803  3600 ¼ ¼ 9,84 λ 0,108

5. Ermittlung der Nusseltzahl für Dreieckteilung Nu ¼ 0,196  Re  Pr ¼ 0,196  783980,6  9,840,33 ¼ 360,18

342

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

6. Berechnung der Wärmeübergangszahl

α¼

7.4.1

Nu  λ 360,18  0,108 ¼ ¼ 1023,7 W=m2 K da 0,038

Rohrseitige Wärmeübergangszahl

Auf der Rohrseite lässt sich die Strömungsgeschwindigkeit und damit die Wärmeübergangszahl durch eine mehrgängige Ausführung erhöhen. In Abb. 7.20 ist ein Rohrbündel mit 2 rohrseitigen Durchgängen dargestellt. Bei 2 Rohrdurchgängen wird der Strömungsquerschnitt rohrseitig halbiert und somit die Strömungsgeschwindigkeit verdoppelt. Die höhere Strömungsgeschwindigkeit im Rohr verbessert die Wärmeübergangszahl. In Abb. 7.24 ist die Abhängigkeit des Wärmeübergangskoeffizienten von der Strömungsgeschwindigkeit und dem Rohrdurchmesser dargestellt. Ein Nachteil der mehrgängigen Ausführung ist die Verringerung der wirksamenTemperaturdifferenz für den Wärmeübergang, weil kein idealer Gegenstrom vorliegt. Ein weiterer Nachteil der mehrgängigen Ausführung ist die Vergrößerung des Druckverlustes durch die mehrfache Umlenkung und wegen der höheren Strömungsgeschwindigkeit, die quadratisch in die Druckverlustberechnung eingeht. In Abb. 7.4 sind die rohrseitigen Wärmeübergangszahlen für einige Flüssigkeiten in Abhängigkeit von der Strömungsgeschwindigkeit dargestellt.

7.4.2

Mantelseitige Wärmeübergangszahl

Bei dem in Abb. 7.20 dargestellten konvektiven Wärmetauscher strömt das Medium auf der Mantelseite quer durch das Rohrbündel und längs durch die Umlenkblechausschnitte. Die Strömungsquerschnittsflächen sollten möglichst gleich sein für den Querstrom durch das Rohrbündel und den Längsstrom in den Umlenkblechausschnitten. Dann herrschen gleiche Strömungsgeschwindigkeiten ohne Beschleunigungsturbulenzen mit entsprechenden Druckverlusten. Mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit wird die Wärmeübergangszahl α besser. Die mantelseitige Strömungsgeschwindigkeit für den Querstrom kann mit den folgenden Gleichungen berechnet werden:

7.4

Berechnung der Wärmeübergangszahlen und Druckverluste

343

Wärmeubergangszahl (W/m2 K)

2000 1800 1600 1400

di = 16 mm di = 21 mm di = 34 mm di = 50 mm

1200 1000 800 600 400 0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1

1,1

1,2

1,3

1,4

1,5

Stromungsgeschwindigkeit (m/s)

Abb. 7.24 Rohrseitige Wärmeübergangszahl von Heptan als Funktion von Strömungsgeschwindigkeit und Rohrdurchmesser

V
M  ðm=sÞ 3600  B  Di  nq  da VM   ðm=sÞ wq ¼ da 3600  Di  B  1  T

wq ¼

Durch eine Verringerung des Umlenkblechabstands B wird die Strömungsgeschwindigkeit erhöht und die Wärmeübergangszahl verbessert. In Abb. 7.5 wird gezeigt, wie die mantelseitige Wärmeübergangszahl von Flüssigkeiten mit zunehmender Strömungsgeschwindigkeit ansteigt Durch die Anordnung von mehr Umlenkblechen zur Verbesserung der Strömungsgeschwindigkeit erhöht sich der Druckverlust beim Querstrom durch das Rohrbündel, so dass sich die Produktmenge erhöht, die durch Leck- und Beipass-Querschnitte am Rohrbündel vorbeiströmt und nicht am Wärmeaustausch teilnimmt. Das verschlechtert den Wärmeübergang. Der Einfluss der Leck- und Beipass-Ströme auf die Wärmeübergangszahlen wird in der Wärmetausch-Fibel I [1] diskutiert. Aus Abb. 7.25 geht hervor, dass die Wärmeübergangszahlen mit abnehmendem Umlenkblechabstand trotz der zunehmenden Beipass- und Leckströmung ansteigen. Die Werte gelten für einen konstanten Mengendurchsatz von 15 m3/h. Die Verbesserung durch die höhere Strömungsgeschwindigkeit ist größer als die Verschlechterung durch die zunehmende Beipass- und Leckströmung.

344

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

600

Wärmeübergangszahl (W/m2 K)

550

500

450

400

350

300 100

200

300

400

500

Umlenkblechabstand (mm) Scheibengangteilung

Quadrantenganteilung

Abb. 7.25 Mantelseitige Wärmeübergangszahlen als Funktion des Umlenkblechabstands für Scheiben- und Quadrantenteilung

Was ist wichtig für einen funktionierenden Wärmetauscher? Hohe Strömungsgeschwindigkeiten bei zulässigen Druckverlusten Möglichst wenig Beipass- und Leckageströmung Dazu ist erforderlich: Mehrere Durchgänge auf der Rohrseite Geringe Toleranzen Rohr/Umlenkblechbohrung und Umlenkblech/Mantel Geringe Abstände Mantel/Hüllkreis mit kleinem Ringspalt Gangteilung in Scheiben ohne durchgehende Rohrgassen für den Beipass Konstruktive Maßnahmen: Längsbleche bzw. Dichtstreifen (sealing strips) im Mantel bei großen Ringspalten bzw. Abständen zwischen Mantel- und Hüllkreisdurchmesser.

7.4

Berechnung der Wärmeübergangszahlen und Druckverluste

345

Abb. 7.26 Wärmetauscher DN 500 mit Schwimmkopf

Das gilt insbesondere für Schwimmkopfapparate mit großen freien Strömungsquerschnitten zwischen Bündel und Mantel (Abb. 7.26). Dummy- bzw. Leerrohre zur Verringerung der Beipassquerschnitte in den Rohrgassen und im Ringspalt zwischen Bündel und Mantel

Beispiel 7.4.2.1: Vergleichsberechnung nach VDI-Wärmeatlas und Nitsche

Physikalische Daten: Rohrseite 995 Dichte ρ (kg/m ) Spezif. Wärme c (kJ/kg K) 4,18 0,92 Viskosität ν (mm2/s) Wärmeleitzahl λ (W/m K) 0,605 Rohrabmessungen des Wärmetauschers: 25  2 mm 3

Mantelseite 763,4 2,66 0,9 0,162

346

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Vergleich der berechneten Wärmeübergangs- und -durchgangszahlen nach VDI und Nitsche: w (m/s) m/s 0,6 1 1,6

αRohr W/m2 K 2779 4771 7775

αMantel W/m2 K 845 1221 1668

k-Wert W/m2 K 523 730 950

αMantel W/m2 K 2482 3734 5439

αRohr W/m2 K 965 1311 1738

k-Wert W/m2 K 551 724 914

In Abb. 7.27 sind die Wärmeübergangs- und durchgangszahlen nach Nitsche und VDIWärmeatlas als Funktion der Strömungsgeschwindigkeit dargestellt. Die Wärmedurchgangszahlen sind fast identisch. In Abb. 7.28 sind die nach verschiedenen Modellen berechneten Wärmedurchgangszahlen für einen wassergekühlten Ethanolkühler dargestellt [1].

8000

Warmeubergangszahl (W/m2 K)

7000

6000

5000

4000

3000

2000

1000

0 0,6 0,7 0,8 0,9

1

1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6

Strömungsgeschwindigkeit (m/s) Mantel VDI

Mantel Nitsche

Rohr VDI

Rohr Nitsche

k-Wert VDI

k-Wert Nitsche

Abb. 7.27 Wärmeübergangs- und Wärmedurchgangszahlen nach VDI-Wärmeatlas und Nitsche in Abhängigkeit von der Strömungsgeschwindigkeit

7.5

Druckverlustberechnungen in Rohrbündelwärmetauschern

347

Wärmedurchgangszahl (W/m2K)

900 800 700 600 500 400 300 200 100 0 0

10

20

30

40

50

60

70

Mantelseitiger Durchsatz (m3/h) Nitsche

Programm TPLUS

Kern

VDI-Wärmeatlas

Abb. 7.28 Wärmedurchgangszahlen für einen Ethanol-Wasser-Wärmetauscher

7.5

Druckverlustberechnungen in Rohrbündelwärmetauschern

7.5.1

Rohrseitiger Druckverlust DPR

Der Druckverlust in den Rohren wird folgendermassen berechnet:   w2R  ρ f L ΔPR ¼ z þ4 di 2 w2E  ρ 2 w2A  ρ Austrittsdruckverlust ΔPA ¼ 0:5  2 0,216 Re ibungsbeiwert f ¼ Re 0,2

Eintrittsstutzendruckverlust ΔPE ¼

ΔPR ¼ Rohrleitungsdruckverlust ΔPGes ¼ Gesamtdruckverlust ¼ ΔPR þ ΔPE þ ΔPA wE ¼ Str€omungsgeschwindigkeit im Eintrittsstutzen ðm=sÞ } } Austrittsstutzen ðm=sÞ wA ¼ wR ¼ Str€omungsgeschwindigkeit im Rohr ðm=sÞ

L ¼ Rohrl€ange ðmÞ

z ¼ Zahl der Rohrdurchg€ange

80

348

7

7.5.2

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Mantelseitiger Druckverlust

Der gesamte Druckverlust APges auf der Mantelseite setzt sich zusammen aus • dem Druckverlust ΔPL beim Durchströmen der Umlenkblechausschnitte • dem Druckverlust ΔPQ beim Querstrom durch die Rohre • dem Stutzendruckverlust ΔPSt im Ein- und Austrittsstutzen ΔPges ¼ ΔPL þ ΔPQ þ ΔPSt ΔPL ¼ nB  ρ  w1 2 ΔPQ ¼ ðnB þ 1Þ  f  nc  wq 2  ρ=2 f ¼ Druckverlustbeiwert nc ¼ Rohrreihen im Querstrom zwischen den beiden Segmentausschnitten nB ¼ Anzahl der Umlenkbleche
 ρ ¼ Dichte kg=m3 Eine Beispielrechnung wird in [1] gegeben. In Abb. 7.29 sind die nach unterschiedlichen Modellen berechneten Druckverluste für Ethanol in einem Wärmetauscher Typ 10 mit dem Umlenkblechabstand 100 mm dargestellt.

60.000

Druckverlust (Pa)

50.000 40.000 30.000 20.000 10.000 0 0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

1,4

1,6

1,8

Strömungseschwindigkeit (m/s) Bell

Kern

Clark

VDI-Wärmeatlas

Abb. 7.29 Mantelseitiger Druckverlust als Funktion der Strömungsgeschwindigkeit in einem Wärmetauscher Typ 10 nach Tab. 7.3 in Abschn. 7.1

7.6

Wärmedurchgangszahl und Temperaturprofil

349

7.6

Wärmedurchgangszahl und Temperaturprofil

7.6.1

Berechnung der Wärmedurchgangszahl

Die Gleichung für den Wärmedurchgang lautet: Q ¼ k  A  LMTD

A¼

Q k  LMTD

Normalerweise wird die benötigte Wärmetauscherfläche A für eine gegebene Aufgabenstellung berechnet. Die zu übertragende Wärmemenge Q ergibt sich aus der Aufgabenstellung, ebenso das logarithmische Temperaturgefälle LMTD oder bei nicht idealem Gegenstrom die korrigierte wirksame Temperaturdifferenz CMTD. Das Hauptproblem besteht in der Bestimmung der Wärmeübergangszahlen auf der Innen- und Außenseite der Wärmetauscherrohre. Wenn die Wärmeübergangszahlen bekannt sind, kann die Wärmedurchgangszahl bestimmt werden. Ohne Berücksichtigung der unterschiedlichen Flächen auf der Innen- und Außenseite der Wärmetauscherrohre sowie der Verschmutzung und der Wärmeleitung durch die Rohrwand ergibt sich folgender keinf -Wert aus den beiden Wärmeübergangszahlen: keinf ¼

1 α α ¼ i a 1 1 αi þ αa þ αi αa

Beispiel 7.6.1.1: Berechnung von keinf aus den Wärmeübergangszahlen

Daten: αi ¼ 620 W/m2 K

αa ¼ 699 W/m2 K keinf ¼

620  699 W ¼ 328 2 620 þ 699 m K

Da die Wärmetauscherfläche bei glatten Rohren allgemein für die Außenoberfläche der Rohre angegeben wird, muss die für den Innendurchmesser di berechnete innere Wärmeübergangs-zahl αi umgerechnet werden auf die Wärmeübergangszahl αia für den Außendurchmesser der Rohre. d A αia ¼ αi i ¼ αi i da Aa Beispiel 7.6.1.2: Umrechnung von αi auf die Außenoberfläche

Daten: αi ¼ 620 W/m2 K

di¼16 mm

da¼20 mm

αia ¼ 620

16 W ¼ 496 2 20 m K

350

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Die Wärmeübergangszahl αia ist die innere Wärmeübergangszahl bezogen auf die Aussenoberfläche der Rohre. Als nächstes ist die Wärmeleitung durch das Rohr zu berücksichtigen, insbesondere bei Rohrwerkstoffen mit einer schlechten Wärmeleitzahl λ, z. B. Edelstahl. krein ¼

1 1 1 s þ þ αia αa λ

Beispiel 7.6.1.3: Berechnung von krein

Daten: αia ¼ 496 W/m2 K

αa ¼ 699 W/m2 K

k rein ¼

s ¼ 2 mm

λ ¼ 56 W/m K

1 W ¼ 287 2 1 1 0,002 mK þ þ 496 699 56

Verwendet man Chrom-Nickel-Stahl mit einer Wärmeleitzahl von 16 W/m K, so verschlechtert sich die Wärmedurchgangszahl. k rein ¼

1 W ¼ 280 2 1 1 0,002 mK þ þ 496 699 16

Schließlich muss auch die Verschmutzung fi auf der Rohrinnenseite und fa auf der Rohraussenseite berücksichtigt werden Die Verschmutzung ist abhängig ist von den Produkten, der Betriebszeit, der Strömungsgeschwindigkeit und durchgeführten Reinigungen. kschm ¼

1 1 ¼ 1 1 s 1 þ þ þ fi þ fa þ fi þ fa αia αa λ krein

Die Werte für den Verschmutzungsbeiwert fi auf der Rohrinnenseite und fa auf der Mantelseite liegen je nach Aufgabenstellung im Bereich von 0,0001–0,001 m2K/W. Die Werte in Tab. 7.5 gelten für eine Betriebszeit von einem Jahr. Falls die Rohre aus Korrosionsgründen beschichtet werden, muss zusätzlich der Wärmeleitwiderstand der Beschichtung berücksichtigt werden.

7.6

Wärmedurchgangszahl und Temperaturprofil

351

Tab. 7.5 Verschmutzungsbeiwerte 1 m/s 50
C 0,0004 0,0001 0,0006 0,0004 0,0004 0,0002 0,0004

f (m2K/W) 0,001 0,0002 0,0002 0,0006 0,0002 0,0001 0,002 0,0001 0,0002 0,0004

Beispiel 7.6.1.4: Berechnung von kschm

Daten αia ¼ 496 W=m2 K

αa ¼ 699 W=m2 K

s ¼ 2 mm

λ ¼ 56 W=m K

f i ¼ 0,0002 m K=W f a ¼ 0,0002 m K=W krein ¼ 287 W=m2 K 1 W ¼ 257 2 kschm ¼ 1 1 0,002 m K þ þ þ 0,0002 þ 0,0002 496 699 56 1 W ¼ 257 2 kschm ¼ 1 m K þ 0,0002 þ 0,0002 287 2

2

Interessant kann auch die Bestimmung der Verschmutzungsreserve eines neuen Wärmetauschers sein. Dabei vergleicht man den aus den beiden Wärmeübergangskoeffizienten und der Wärmeleitung durch das Rohr ermittelten krein-Wert mit dem für die Aufgabenstellung erforderlichen kerf-Wert. X krein  kerf f ¼ krein  kerf

352

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Beispiel 7.6.1.5: Berechnung der vorhandenen Verschmutzungsreserve Σf

Daten: αia ¼ 496 W/m2 K s ¼ 2 mm X

αa ¼ 699 W/m2 K λ ¼ 56 W/m K

f ¼

krein ¼ 287 W/m2 K kerf ¼ 230 W/m2 K

287  230 m2 K ¼ 0, 0009 287  230 W

Im vorliegenden Fall wurden für die beiden Verschmutzungsbeiwerte fi + fa ¼ 0,0004 m2K/W bei der Berechnung der Wärmedurchgangszahl eingesetzt, so dass eine zusätzliche Verschmutzungsreserve von 0,0009  0,0004 ¼ 0,0005 m2K/W vorhanden ist.

Auswirkungen der Verschmutzung In Abb. 7.30 wird gezeigt, dass eine gute Wärmedurchgangszahl krein durch die Verschmutzung stärker reduziert wird als eine schlechte Wärmedurchgangszahl krein. Durch die Verschmutzung werden die k-Werte nivelliert.

Abb. 7.30 Abfall der Wärmedurchgangszahl mit zunehmender Verschmutzung

7.6

Wärmedurchgangszahl und Temperaturprofil

353

Empfohlener Rechengang zur Bestimmung der Wärmedurchgangszahl: 1: Berchnung von αi und αa 2: Korrektur von αi auf 3: Berechnung von krein

4: Berechnung von kschm

5: Verschmutzungsreserve

αia ¼ αi

d1 da

1 1 1 s þ þ αia αa λ 1 kschm ¼ 1 þ fi þ fa krein X k rein  K erf f ¼ k rein  K erf krein ¼

Beispiel 7.6.1.6: Berechnung der Wärmedurchgangszahl und der Verschmutzungsreserve

Daten: αi ¼ 620 W/m2 K di ¼ 16 mm kerf ¼ 230 W/m2 K

αa ¼ 699 W/m2 K da ¼ 20 mm

s ¼ 2 mm λ ¼ 56 W/m K f i ¼ fa ¼ 0,0002 m2K/W

16 W ¼ 496 2 20 m K 1 W krein ¼ ¼ 287 2 1 1 0,002 m K þ þ 469 699 56 1 W kschm ¼ ¼ 257 2 1 m K þ 0,0002 þ 0,0002 287 X 287  230 m2 K f ¼ ¼ 0,0009 287  230 W

αia ¼ 620

Es liegt also eine deutliche Verschmutzungsreserve von 0,0005 m2K/W vor. Schriftzeichen A αi αia αa di da fi fa k keinf

m2 W/m2 K W/m2 K W/m2 K m m m2K/W m2K/W W/m2 K W/m2 K

Fläche des Wärmetauschers Innere Wärmeübergangszahl αi bezogen auf die Außenfläche Äußere Wärmeübergangszahl Rohrinnendurchmesser Rohraußendurchmesser Innerer Verschmutzungswiderstand Äußerer Verschmutzungswiderstand Wärmedurchgangszahl allgemein Wärmedurchgangszahl berechnet aus denbeiden α-Werten

354

7

Wärmetauscher für konvektives Heizen und Kühlen

Abb. 7.31 Berechnung des Temperaturgradienten im Wärmetauscher

Literatur

355

krein kschm kerf λ L LR CMTD Q s

7.6.2

W/m2 K W/m2 K W/m2 K W/m K m m
C W m

Wärmedurchgangszahl ohne Verschmutzung Wärmedurchgangszahl mit Verschmutzung Erforderliche Wärmedurchgangszahl Wärmeleitfähigkeit des Rohrmaterials Länge der Wärmetauscherrohre Gesamtlänge der Rohre Wirksame Temperaturdifferenz Wärmeleistung Rohrwandstärke

Berechnung des Temperaturprofils im Wärmetauscher

Mit Hilfe der Wärmestromdichte q (W/m2) kann man den Temperaturabfall in den einzelnen Wärmedurchgangswiderständen von Wärmetauschern berechnen.
 λ 1 1 q ¼ αa  Δt a ¼ αia  Δt i ¼  Δt L ¼  Δt fi ¼  Δt fa W=m2 s fi fa q q s Δt i ¼ Δt L ¼ q  Δt a ¼ αa αia λ Δt fa ¼ q  f a Δt fi ¼ q  f i Δt ges ¼ Δt a þ Δt i þ Δt L þ Δt fi þ Δt fa
 1 1 1 s ¼ þ q ¼ Δt ges  k W=m2 þ þ fa þ fi k αa αia λ Die Wärmestromdichte ist das Produkt aus Wärmedurchgangszahl und Temperaturdifferenz. Beispiel 7.6.2.1: Berechnung der Wärmestromdichte

Δt ¼ 20
C

k ¼ 257,6 W/m2 K

q ¼ Δt  k ¼ 20  257,6 ¼ 5151 W/m2 In Abb. 7.31 wird ein Beispiel für die Berechnung der Temperaturen in den verschiedenen Wärmedurchgangswiderständen gezeigt.

Literatur 1. Nitsche, M.: Wärmetausch-Fibel I. Vulkan, Essen (2012)

8

Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen

Dampfförmige Medien werden an kalten Flächen kondensiert, wenn die Kühlfläche kälter ist als der Taupunkt der Dämpfe. Bei der Filmkondensation bildet sich an der Kühlfläche ein Kondensatfilm. In technischen Anlagen werden die Dämpfe durch Filmkondensation verflüssigt. Bei der isothermen Kondensation von Einzelstoffen wird am Taupunkt kondensiert. Bei Mehrstoffgemischen muss das Gemisch beim Kondensieren entsprechend der Kondensationslinie vom Taupunkt bis auf den Siedepunkt gekühlt und verflüssigt werden. Wirkungsweise von Kondensatoren (siehe Abb. 8.1) Kondensation am horizontalen Rohrbündel (Abb. 1a) Kondensation in horizontalen Rohren (Abb. 1b) Kondensation in vertikalen Rohren (Abb. 1c) Kondensation am vertikalen Rohrbündel (Abb. 1d) Die verschiedenen Kondensatortypen sind in Abb. 8.1 dargestellt. Aus Abb. 8.2 geht hervor, wie sehr sich die Wärmeübergangszahlen in den verschiedenen Kondensatorbauarten unterscheiden bei der Kondensation von Ethanol und Cyclohexan und wie sich die Wärmeübergangskoeffizienten mit zunehmender Kondensatmenge ändern. Am besten sind die Wärmeübergangszahlen bei der horizontalen Kondensation. Mit zunehmender Kondensatmenge bzw. zunehmender Kondensatfilmdicke nehmen die Wärmeübergangszahlen ab. Bei der Kondensation in den Rohren wird der α-Wert bei höheren Dämpfebelastungen besser, weil der Kondensatfilm turbulent wird und die Dampfschubspannung den Wärmeübergang verbessert.

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_8

357

358

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen D

E

W

K

W

Abb. 1a: horizontal im Mantel

E Abb. 1b: horizontal in den Rohren

D

W D

K W

W

E

D

Abb. 1c: vertikal in den Rohren

Abb. 1d: vertikal im Mantel

W K E

W

K D = Dämpfeeintritt E = Entlüftung

K = Kondensataustritt W = Kühlwasser

Abb. 8.1 Horizontale und vertikale Kondensatoren

8.1

Bauarten von Kondensatoren

Im Folgenden wird die Wirkungsweise der verschiedenen in Abb. 8.3 dargestellten Kondensatorbauarten beschrieben. 1. Kondensation im Mantelraum am horizontalen Rohrbündel (Abb. 3a) Die Dämpfe treten von oben ein und umströmen ein horizontales Rohrbündel. Durch die Rohre strömt Kühlwasser. Die Dämpfe kondensieren an den kalten Rohren, und das Kondensat läuft über die Rohre nach unten ab.

8.1

Bauarten von Kondensatoren

359

1 7000 Wärmeübergangszahl a K (W/m2 K)

3 6000

2 4

5000

4000

1 horizontal innen Ethanol 2 horizontal innen Cyclohexan 3 horizontal außen Ethanol 4 horizontal außen Cyclohexan 5 vertikal innen Ethanol 6 vertikal innen Cyclohexan 7 vertikal außen Ethanol 8 vertikal außen Cyclohexan

3000 5 2000 6 7 8

1000

0

1000

4000 2000 3000 Kondensatmenge m [kg/h]

5000

Abb. 8.2 Wärmeübergangszahlen in verschiedenen Kondensatorbauarten als Funktion der Kondensatmenge

Wegen der geringen Kondensatfilmdicke ergeben sich gute Wärmeübergangszahlen, die mit zunehmender Kondensatmenge abnehmen. Vorteile: • Geringe Unterkühlung und gut geeignet für die Kondensation im Vakuum, weil keine Schluckfähigkeitsbegrenzung durch eine plötzliche Querschnittsverengung gegeben ist. Rohrteilung und Umlenkblechabstände können dem Dämpfestrom angepasst werden. • Geringer Druckverlust und einfache rohrseitige Reinigung. Nachteile: • Unkondensierbare Gase müssen abgeleitet werden, weil sonst ein Teil der Kühlfläche abgedeckt ist. Bei Gemischen mit weit auseinander liegenden Siedepunkten kommt es zur Differentialkondensation. Die Hochsieder werden zuerst auskondensiert, laufen ab und stehen für eine Gleichgewichtskondensation nicht mehr zur Verfügung. Dadurch wird die Kondensation der angereicherten Leichtsieder erschwert, z. B. bei der Kondensation eines Wasser-Ammoniak-Gemisches.

360

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen D

E

E

Abb.3a

Abb.3b W

W

K D W

D

E

E

W

D

Abb.3c K

K

W

Abb.3d

Abb.3e

W

W E

K

W K

D E

W Abb.3f D

W

K

D = Dämpfeeintritt

K = Kondensataustritt

E = Entlüftung

W = Kühlwasser

Abb. 8.3 Kondensatorbauarten

• Es kommt zum Kondensatstau, wenn in den Umlenkblechen unten keine Durchlauflöcher vorgesehen werden. Am besten sollten die Umlenkbleche seitlich installiert werden.

2. Kondensation an wassergekühlten Rohren in einem Kopfkondensator (Abb. 2b) Die Dämpfe durchströmen den Mantelraum von unten nach oben und werden an den horizontalen kühlwasserdurchströmten Rohren kondensiert. Zur Vermeidung von Kurzschlussströmung muss ein Trennblech eingebaut werden. Das von den Rohren ablaufende Kondensat wird in einer Fangtasche gesammelt und als Rücklauf in die Kolonne zurückgeführt oder als Destillat abgenommen.

8.1

Bauarten von Kondensatoren

361

Vorteile: • Geringes Holdup im Destillatkreislauf und deshalb unbedingt erforderlich bei Blasendestillationen. Hochsieder werden von den später kondensierten Leichtsiedern zurückgespült. • Einfache Konstruktion mit dem Inertgasaustritt an der obersten und kältesten Stelle. • Dephlegmatoreffekt durch partielle Kondensation von Mehrstoffgemischen möglich. Nachteile: • Den aufwärts strömenden Dämpfen läuft die kondensierte Flüssigkeit entgegen, sodass es im unteren Bereich zum Verdampfen der Leichtsieder kommen kann. • Die Leichtsieder reichern sich nach oben hin an und sind dann schwerer zu kondensieren, weil statt einer Gleichgewichts- eine Differentialkondensation stattfindet. Es muss tiefer abgekühlt werden. Bei hohen Dämpfegeschwindigkeiten können Flüssigkeitstropfen mitgerissen werden.

3. Kondensation am vertikalen Bündel im Mantelraum (Abb. 3c) Die Dämpfe werden mantelseitig an der Außenseite von vertikalen Rohren verflüssigt. Diese Anordnung ist erforderlich für vertikale Thermosiphonverdampfer mit der Zweiphasenströmung in den Rohren und der Dampfbeheizung auf der Mantelseite. Nachteile: Unkondensierbare Gase können schlecht entfernt werden und decken somit einen Teil der Wärmetauscherfläche ab. Bei dampfbeheizten Verdampfern verursacht das CO2 Korrosion. Segmentumlenkbleche verursachen Kondensatstau und bilden Fangtaschen für Inertgas. Besser geeignet sind Scheibenumlenkbleche.

4. Kondensation in vertikalen Rohren (Abb. 3d) Die Dämpfe und das gebildete Kondensat strömen im Gleichstrom von oben nach unten durch die Rohre, die mantelseitig im Gegenstrom gekühlt werden. Vorteile: • Gegenstromanordnung mit maximaler wirksamer Temperaturdifferenz. • Gut geeignet zur Kondensatunterkühlung und optimal zur Vermeidung von Differentialkondensation von weitsiedenden Gemischen und inertgashaltigen Strömen.

362

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen

• Die Dämpfe treten mit hoher Geschwindigkeit in die Rohre ein, sodass der Wärmeübergang durch die Schubspannung verbessert wird, was aber zu Lasten des Druckverlustes geht. • Durch die Turbulenz im Kondensatfilm wird die Wärmeübergangszahl bei Reynoldszahlen über 1800 deutlich besser als bei der laminaren Filmkondensation nach Nusselt. • Die unkondensierbaren Gase können sich nicht sammeln. Nachteile: • Als Vakuumkondensator ungeeignet wegen der begrenzten Schluckfähigkeit und als Kopfkondensator wegen der Bauhöhe für Schwerkraftrücklauf wenig geeignet. • Die zwangsläufige Unterkühlung des Rücklaufs ist schlecht, weil dann die obersten • Destillationsböden in der Kolonne als direkte Wärmetauscher arbeiten müssen. • Auf der Mantelseite müssen genügend Umlenkbleche installiert werden, damit das Kühlwasser auf eine Geschwindigkeit von 0,8–1,2 m/s kommt.

5. Vertikale Gegenstromkondensation in Rücklaufkühlern auf Rührbehältern (Abb. 3e) Die Dämpfe strömen von unten nach oben durch die Rohre, und das Kondensat läuft von oben nach unten zurück. Das Kühlwasser durchströmt den Mantelraum. Vorteil: Gut geeignet als Rückflusskühler auf Rührbehältern. Nachteil: Gefahr der Differentialkondensation, weil unten die Hochsieder auskondensiert werden. Es muss eine Kontrollberechnung durchgeführt werden, damit es nicht zum Fluten kommt, wenn das ablaufende Kondensat von den aufwärts strömenden Dämpfen blockiert wird [1].

6. Kondensation in horizontalen Rohren (Abb. 3f) Die Dämpfe werden beim Durchströmen der horizontalen Rohre kondensiert. Das Kühlwasser strömt mantelseitig im Gegenstrom. Vorteile: Sehr gute Wärmeübergangszahlen wegen der geringen Kondensatfilmdicke und der Verbesserung durch die Schubspannung.

8.2

Berechnung der Wärmeübergangszahlen bei isothermer Kondensation

363

Auch als Kopfkondensator oder Luftkühler geeignet. Integral- bzw. Gleichgewichtskondensation wegen des Gleichgewichts zwischen Dampf und Kondensat. Nachteile: Wegen der begrenzten Schluckfähigkeit nicht geeignet für Vakuumkondensation. Die Unterkühlung des Kondensats ist nicht zu vermeiden. Das angesammelte Kondensat verringert die Kühlfläche. Bei plötzlichen Laständerungen kann es zum Fluten einiger Rohre kommen. Unkondensierbare Gase decken ein Teil der Rohroberfläche ab. Im Austrittssammler können die Inertgase Flüssigkeitstropfen mitreißen, wenn der Strömungsquerschnitt für das Gas zu gering bemessen ist.

8.2

Berechnung der Wärmeübergangszahlen bei isothermer Kondensation

Mit den in Tab. 8.1 aufgelisteten Gleichungen lässt sich die Wärmeübergangszahl für die isotherme Kondensation einfach berechnen. Da der Kondensatfilm mit zunehmender Kondensation dicker wird und die Wärmeübergangszahl mit zunehmender Kondensatfilmdicke abnimmt, sollte man einen Kondensator zonenweise berechnen. Üblich ist eine Aufteilung in 10 Zonen. Für pauschale Berechnungen ergibt sich eine mittlere Kondensatfilmdicke, wenn man für die Kondensatbelastung 50 % der Gesamtkondensatmenge einsetzt. Die Anwendung der Berechnungsgleichungen wird in Beispiel 8.2.1 gezeigt. Bei der Kondensation in horizontalen Rohren nimmt der gravitationsbestimmte Wärmeübergangskoeffizient mit zunehmender Dampfmenge ab, weil der Kondensatfilm dicker wird. Dagegen steigt die schubspannungsbestimmte Wärmeübergangszahl mit zunehmender Dampfmenge an. Das ist in Abb. 8.4 dargestellt.

Tab. 8.1 Gleichungen zur Berechnung der Wärmeübergangszahlen bei der isothermen Kondensation [1] Gravitationsbestimmte Wärmeübergangszahl mit laminarem Kondensatfilm:
1=3
1=3 αg ¼ 1,47  ℒλ  Re1 fl ¼ 1,47  λ  vg2  Re1 fl Horizontal im Rohr M fl  4 Re fl ¼ 1800  n  lRohr  ηfl Vertikal im Rohr M fl  4 Re fl ¼ 3600  n  π  d i  ηfl

Horizontal am Rohrb€undel M fl  4 Re fl ¼ 3600  n0, 75  lRohr  ηfl Vertikal am Rohrb€undel M fl  4 Re fl ¼ 3600  n  π  d a  ηfl

364

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen

Wärmeübergangszahlen (W/m2 K)

2000 1800 1600 1400 1200 1000 800 600 400 200 0 0

5.000

10.000

15.000

20.000 25.000 30.000 Dampfmenge (kg/h)

Schubspannung

35.000

40.000

45.000

Gravitation

Abb. 8.4 Schubspannungs- und gravitationsbestimmte Wärmeübergangszahlen in horizontalen Rohren als Funktion der Dampfmenge

Mit abnehmender Dampfmenge sinkt die schubspannungsbestimmte Wärmeübergangszahl. Mit zunehmender Kondensatmenge sinkt die gravitationsbestimmte Wärmeübergangszahl. Bei zu hohen Kondensatbelastungen in horizontalen Rohren wird der Kondensator geflutet. Um das zu vermeiden, sollte die Kondensathöhe h im Rohr beim Austritt maximal ein Viertel des Rohrdurchmessers di erreichen. In vertikalen Rohren wird der Wärmeübergang besser, wenn die Kondensatströmung wellig oder turbulent wird. Bei hohen Dampfgeschwindigkeiten wird der Wärmeübergang durch die Schubspannung stark verbessert. Das ist in Abb. 8.5 dargestellt. Mit zunehmender Dampfmenge sinkt die Wärmeübergangszahl wegen des dickeren Kondensatfilms. Bei welliger Strömung fällt die Wärmeübergangszahl weniger stark ab, und bei turbulenter Kondensatströmung steigt der Wärmeübergangskoeffizient mit zunehmender Kondensatmenge an. Sehr gute Wärmeübergangszahlen erhält man bei hohen Dampfgeschwindigkeiten durch die Schubspannung. Als Kriterium für die Verbesserung des Wärmeübergangs durch die Scherkraft des strömenden Dampfes dient der Wallis-Faktor J [1]. Die Kondensation auf der Mantelseite von horizontalen und vertikalen Rohrbündeln ist meistens gravitationsbestimmt.

8.2

Berechnung der Wärmeübergangszahlen bei isothermer Kondensation

365

Wärmeübergangszahlen als Funktion der Dampfmenge bei der Kondensation in 186 vertikalen Rohren 25 x 2

Wärmeübergangszahlen (W/m2 K)

5000 4500 4000 4500 4000 2500 2000 1500 1000 500 0 0

5.000

10.000

15.000

laminar

20.000 25.000 30.000 Dampfmenge (kg/h)

wellig

turbulent

35.000

40.000

45.000

Schubspannung

Abb. 8.5 Wärmeübergangszahlen in vertikalen Rohren in Abhängigkeit von der Dampfmenge

Erst bei Massenstromdichten > 30 kg/m2s kommt es zu einer Verbesserung des Wärmeübergangs durch die Dampfschubspannung in den ersten Rohrreihen. Verbesserte Wärmeübergangszahl für die vertikale Kondensation mit welligem oder turbulentem Kondensatfilm: Wellenbildung im Bereich 40 < Re > 1600 αw ¼ 1,007 

λ  ℒ



1 Re fl

29

Turbulenter Kondensatfilm ab Re > 1600 αt ¼ 0,01725 

Re fl λ  
ℒ Re 0,75  235  Pr 0,5 þ 159 fl

Kennzahlen: Charakteristische L€ange  2 !1=3  2 1=3 ηfl 1 v  ¼ ℒ¼ g ρfl g

Prandtlzahl: Pr ¼

cp  ηfl λ

366

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen

Schriftzeichen cp

 spezifische Wärmekapazität ðkJ=kgKÞ

da di g lRohr

 Rohraußendurchmesser ðmÞ  Rohrinnendurchmesser ðmÞ    Erdbeschleunigung m=s2  Rohrlänge ðmÞ

Mfl

 Kondensatmassenstrom ðkg=hÞ

Mges n

 Gesamtmassenstrom ðkg=hÞ  Rohranzahl

Pr Re fl

 Prandtlzahl  Kondensatreynoldszahl

αg

   gravitationskontrollierte Wärmeübergangszahl W=m2 K

ηfl ηD

 dynamische Viskosität der Flüssigphase ðPasÞ  dynamische Viskosität der Dampfphase ðPasÞ

λ ρfl

 Kondensatleitfähigkeit ðW=m KÞ    Dichte der Fl€ussigphase kg=m3

νfl

   kinematische Viskosität der Flüssigphase m2 =s

Beispiel 8.2.1 Berechnung der Wärmeübergangszahlen nach der in Tab. 8.1 aufgelisteten Gleichungen

Wärmetauscherdaten: 50 Rohre 25  2,3 m lang Stoffdaten: Dichte (kg/m3) Dynam. Viskosität (Pas) Kinemat. Viskosität (m2/s) Verdampfungsenthalpie (kJ/kg) Wärmeleitfähigkeit (W/mK) Spez. Wärme (kJ/kgK) Prandtlzahl Charakteristische Länge (m)

Wärmetauschfläche A ¼ 11,7 m2

Manteldurchmesser D ¼ 0,28 m

Dampf 2,897 8,28  106 2,85  106 358,1

Kondensat 720 0,000415 0,576  106 358,1 0,106 2,1567 8,44 32,35  106

Dampfmenge Mges ¼ 2000 kg/h Cyclohexan

8.2

Berechnung der Wärmeübergangszahlen bei isothermer Kondensation

367

Hinweis: Die Beispiele werden nach der pauschalen Methode berechnet, also dem Mittelwert der Kondensatmenge: Mfl ¼ 0,5  2000 ¼ 1000 kg/h

1. Horizontal am Rohrbündel 1000  4 ¼ 47,46  3  0,415  103 3600  50  1=3 0,106 1 αg ¼ 1,47   ¼ 1300 W=m2 K 32,35  106 47,46 Re fl ¼

0,75

2. Vertikal am Rohrbündel 1000  4 ¼ 681,8 3600  50  π  0,025  0,415  103 0,106 α ¼ 1,47   681,81=3 ¼ 547,5 W=m2 K 32,35  106 Re fl ¼

Da die Reynoldszahl Refl ¼ 681 über 40 liegt, wird mit der Gleichung für welligen Kondensatfilm gerechnet: αw ¼ 1,007 

0,106  681,82=9 ¼ 774 W=m2 K 32,35  106

3. Horizontal in den Rohren 1000  4 ¼ 35,7 1800  50  3  0,415  103  1=3 0,106 1 αg ¼ 1,47   ¼ 1463 W=m2 K 32,35  106 35,7 !1=3 9,81 ¼ 1463 W=m2 K αg ¼ 1,47  0,106   2 0,576  106  35,7 Re fl ¼

368

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen

4. Vertikal in den Rohren 1000  4 ¼ 811,6 3600  50  π  0,021  0,415  103  1=3 0,106 1 αg ¼ 1,47   ¼ 516 W=m2 K 32,35  106 811,6 Re fl ¼

Berechnung mit der Gleichung für den welligen Kondensatfilm bei Re > 40 αw ¼ 1,007 

0,106  811,62=9 ¼ 744 W=m2 K 32,35  106

Zahlreiche weitere Berechnungsbeispiele werden in [1] gegeben. Einflussgrößen auf die Wärmeübergangszahlen Der Wärmeübergang bei der Filmkondensation ist abhängig von der Kondensatfilmdicke, der Turbulenz im Kondensatfilm und der Dampfschubspannung. Im laminaren Bereich ist der Wärmeübergang nur abhängig von der Wärmeleitung durch die Filmdicke δ, und die gravitationsbestimmte Wärmeübergangszahl αg ergibt sich wie folgt: αg ¼

 λ W=m2 K δ

Bei der Kondensation in horizontalen Rohren und am horizontalen Rohrbündel ergeben sich dünne Kondensatfilme, und deshalb sind die Wärmeübergangszahlen sehr hoch. Mit zunehmender Kondensatbelastung wird der Film dicker, und die α-Werte sinken. Bei der Kondensation in vertikalen Rohren oder an vertikalen Flächen wird der Kondensatfilm nach unten hin immer dicker. Das verschlechtert den Wärmeübergang im laminaren Bereich, aber bei zunehmender Filmdicke bilden sich ab Re > 40 Wellen auf dem Kondensatfilm aus und verbessern den Wärmeübergang. Die Wärmeübergangszahl sinkt weniger stark mit zunehmender Kondensatbelastung. Ab einer Reynoldszahl Re > 1600 sind die Turbulenzen im Kondensatfilm so groß, dass der Wärmeübergangskoeffizient ansteigt (Abb. 8.6). Bei größeren Dämpfebelastungen des Kondensators bzw. höheren Reynoldszahlen des Kondensats wird der Wärmeübergang in horizontalen und vertikalen Rohren durch die Dampfschubspannung erheblich verbessert. In Abb. 8.6 sind die Wärmeübergangszahlen von Ethanol und Cyclohexan in Abhängigkeit von der Dämpfemenge dargestellt. Man unterscheidet zwischen dem schubspannungskontrollierten und dem schwerkraftbestimmten Wärmeübergang. Im Gravitationsbereich bilden sich in Abhängigkeit

8.2

Berechnung der Wärmeübergangszahlen bei isothermer Kondensation

369

Abb. 8.6 Wärmeübergangszahlen von Ethanol und Cyclohexan bei der Kondensation in vertikalen Rohren

von der Kondensatreynoldszahl drei verschiedene Strömungsformen aus. Zone I bis Re ¼ 40 mit laminarer Kondensatströmung ohne Wellen Zone II zwischen Re ¼ 40 und Re ¼ 1600 mit laminarer welliger Strömung Zone III ab Re ¼ 1600 mit turbulenter Kondensatströmung In Zone I und II fällt die Wärmeübergangszahl mit zunehmender Dämpfemenge, weil der Kondensatfilm dicker wird. In Abschnitt II ist der Abfall der Wärmeübergangszahlen geringer als in Abschnitt I, weil der Wärmeübergang durch die Welligkeit des Kondensatfilms verbessert wird. In Zone III steigt die Wärmeübergangszahl, weil der Wärmeübergangswiderstand durch die turbulente Kondensatströmung verringert wird. Die Kurven 2 und 4 veranschaulichen die Verbesserung des Wärmeübergangs durch die Dampfschubspannung bei großen Dämpfemengen bzw. hohen Strömungsgeschwindigkeiten. Auch bei der Kondensation in horizontalen Rohren kommt es bei hohen Dämpfebelastungen zu einer Verbesserung des Wärmeübergangs durch die Dampfschubspannung. Die Kondensation auf der Mantelseite von horizontalen und vertikalen Rohrbündeln ist meistens gravitationsbestimmt. Erst bei Massenstromdichten m > 30 kg/m2s kommt es zu einer Verbesserung des Wärmeübergangs durch Dampfschubspannung in den ersten Reihen.

370

8.3

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen

Kondensation mit Inertgas

Geringe Mengen nicht kondensierbarer Inertgase in den zu kondensierenden Dämpfen reduzieren die Wärmeübergangszahl für die Kondensation der Dämpfe drastisch, weil die zu kondensierenden Dämpfe durch das unkondensierbare Inertgas zur gekühlten Kondensationsoberfläche diffundieren müssen(siehe Abb. 8.7). Das Inertgas reichert sich zur Kühlwand hin an, weil die Dämpfe auskondensieren, sodass sich ein Inertgasfilm an der Oberfläche ausbildet. Die Dämpfe müssen durch diesen Gasfilm zur kalten Kondensationsoberfläche diffundieren. Diese Transportbehinderung verschlechtert die Wärmeübergangszahl, z. B. bei Dampf in Anwesenheit von 1–10 Vol.% Luft auf 10–30 % der Wärmeübergangszahl von Sattdampf ohne Inertgas. Durch das Auskondensieren der Dämpfe nimmt der Inertgaspartialdruck zur Kondensationsoberfläche hin zu und der Dampfpartialdruck ab. Der abnehmende Dämpfepartialdruck hat zur Folge, dass die Tau- bzw. Kondensationstemperatur abgesenkt wird (siehe Abb. 8.7). Dadurch verringert sich die wirksame Temperaturdifferenz für die Kondensation und somit auch die Kondensationsleistung. Es sind also 2 Effekte, die bei Anwesenheit von Inertgasen die Kondensationsleistung verschlechtern: • Die Transportbehinderung durch den Gasfilm reduziert den α-Wert für die Kondensation. • Die Taupunktabsenkung verringert das wirksame Δt für den Wärmeübergang. Es muss tiefer gekühlt werden, um die Dämpfe auszukondensieren.

Abb. 8.7 Kondensation mit Inertgas

8.4

Kondensation von Mehrstoffgemischen

371

In Abb. 8.7 wird gezeigt, wie der Dämpfepartialdruck und die Kondensationstemperatur zur gekühlten Wand hin abnehmen und wie sich durch die Zunahme des Inertgaspartialdrucks ein Gasfilm aufbaut. Für Handrechnungen kann folgende, sehr einfache Berechnungsmethode zur Bestimmung der Wärmeübergangszahl in Anwesenheit von Inertgas angewendet werden. αkorr ¼



1 QGas Qges αGas

þ αKond 1

W=m2 K



Qgas ¼ Konvektive Wärmeleistung zur Gas- bzw. Dämpfekühlung (W) Qges ¼ Gesamte Wärmeleistung für das Kühlen und Kondensieren (W) αGas ¼ Wärmeübergangszahl für das konvektive Kühlen (W/m2K) αKond ¼ Wärmeübergangszahl für die Kondensation (W/m2K) Zusätzlich zur Kondensation muss entlang der Taulinie konvektiv gekühlt werden, und wegen der geringen Wärmeübergangszahlen für das Heizen und Kühlen von Gasen und Dämpfen wird die Wärmeübergangszahl für das Kondensieren drastisch reduziert. In Abb. 8.8 wird gezeigt, wie die Wärmeübergangszahlen für Aceton und Hexan mit Luft abfallen mit zunehmendem Aufwand für die Gaskühlung.

8.4

Kondensation von Mehrstoffgemischen

Die Kondensation verläuft nicht isotherm, sondern entlang der Kondensationslinie. Die Dämpfe müssen erst auf den Taupunkt abgekühlt werden, bevor sie kondensieren (siehe Abb. 8.9). Die Berechnungen zur Erstellung einer Kondensationslinie werden in [1] und [2] behandelt. In Abb. 8.10 muss das Gemisch aus Pentan, Hexan und Oktan vom Taupunkt 91,4  C auf den Siedepunkt 55,5  C abgekühlt werden. Die Temperaturabsenkung vom Tau- auf den Siedepunkt beeinflusst die wirksame Temperaturdifferenz für den Wärmeübergang. Die Dämpfe müssen bis zum Taupunkt konvektiv gekühlt werden. Die Wärmeübergangszahlen für die konvektive Gas- oder Dämpfekühlung sind schlecht im Vergleich zu den guten Werten für die isotherme Kondensation (siehe Abb. 8.11). Die erforderliche Wärmeleistung für das Abkühlen der Dämpfe verschlechtert somit die Wärmeübergangszahlen im Vergleich zur isothermen Kondensation.

372

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen

Abb. 8.8 Abnahme der Wärmeübergangszahl für Aceton und Hexan als Funktion des Gaskühlungsanteils

Die Verschlechterung der Wärmeübergangskoeffizienten von Gemischen wird in der folgenden Übersicht gezeigt. Komponenten Wärmeübergangszahl (W/m2 K) Komponenten Wärmeübergangszahl (W/m2 K)

Benzol 1983

Benzol + Toluol 1662

Benzol + Toluol + Xylol 1410

Butan 2211

Butan +Toluol 1405

Butan + Toluol + Xylol 1410

In Abb. 8.12 wird gezeigt, wie die Wärmeübergangszahl für die Kondensation des Hexan-Oktan-Gemisches mit abnehmender Dämpfemenge, also zunehmender Kondensation, besser wird und zum Schluss ansteigt bis auf den Wert für die isotherme Kondensation. Zusätzlich sind in Abb. 8.12 die Linien für die isotherme Hexankondensation (α ¼ 1500 W/m2 K) und die Linie für die mittlere Wärmeübergangszahl (α ¼ 1167 W/m2 K) unter Berücksichtigung der Dämpfekühlung im Kondensator eingetragen.

8.4

Kondensation von Mehrstoffgemischen

373

Abb. 8.9 Kondensationslinie Taupunkt Kondensatonslinie Bei Mehrstoffgemischen beginnt die Kondensation am Taupunkt und endet am Siedepunkt.

Dampfmenge (%)

100

0

Siedepunkt

100

80

60 T (°C)

Abb. 8.10 Kondensationskurve für das Pentan-Hexan-Oktan-Gemisch

Im Folgenden wird gezeigt, wie man mit einer einfachen Methode den korrigierten α-Wert für die Kondensation von Gemischen mit Dämpfekühlung abschätzen kann. αkorr ¼

  αKond 2 QGas αKond W=m K 1 þ Qges αGas

αkorr ¼

1 QGas Qges αGas

þ αKond 1

  W=m2 K

QGas ¼ Konvektive Wärmeleistung zur Gas- bzw. Dämpfekühlung (W) Qges ¼ Gesamte Wärmeleistung für das Kühlen und Kondensieren (W) αGas ¼ Wärmeübergangszahl für das konvektive Kühlen (W/m2K) αKond ¼ Wärmeübergangszahl für die Kondensation (W/m2K)

374

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen

Abb. 8.11 Konvektive mantelseitige Wärmeübergangszahlen von Dämpfen und Luft

Beispiel 8.4.1: Kondensation eines Mehrstoffgemisches mit Berücksichtigung der Gaskühlung

α Gas ¼ 50 W/m2 K αkorr ¼

α Kond ¼ 2500 W/m2 K

2500 ¼ 714 W=m2 K 1 þ 0,052500 50

QGas/Qges ¼ 0,05 1 αkorr ¼ 0,05 ¼ 714 W=m2 K 1 þ 2500 50

Durch die Dämpfekühlung wird der hohe α-Wert von 2500 W/m2 K für die Kondensation auf 714 W/m2 K abgesenkt. Weitere Beispiele: siehe Wärmetausch-Fibel I [1]

8.6

Verschiedenes

375

Abb. 8.12 Wärmeübergangszahlen für die Kondensation des Hexan-Oktan-Gemisches

8.5

Differential- und Integralkondensation

Bei der Kondensation am horizontalen Rohrbündel handelt es sich nicht um eine Gleichgewichts- bzw. Integralkondensation, bei der Dampf und Flüssigkeit im Gleichgewicht stehen. Die am Eintritt des Kondensators auskondensierten Hochsieder laufen von den Rohren ab auf den Boden des Wärmetauschers und nehmen nicht mehr am Gleichgewicht teil (Abb. 8.13). Für diese Differential- oder Ungleichgewichtskondensation gelten schlechtere Kondensationsbedingungen. Die Leichtsieder reichern sich im Verlauf der Kondensation an und senken den Taupunkt. Die wirksame Temperaturdifferenz wird kleiner, und es muss tiefer gekühlt werden. In Abb. 8.14 ist der Kondensationsverlauf für ein Gemisch aus den leichten Kohlenwasserstoffen Propan, Butan und Pentan in Luft bei integraler und Stufenkondensation dargestellt. Bei der Stufenkondensation muss deutlich tiefer gekühlt werden, um die Benzindämpfe zu verflüssigen.

8.6 • • • •

Verschiedenes

Folgende Sonderprobleme bei der Kondensatorauslegung werden in [1] behandelt. Auswirkungen des Druckverlustes im Kondensator Selbstentlüftendes Kondensatablaufrohr Schluckfähigkeit für die Dämpfemenge im Vakuum

376

8 Kondensatoren zur Verflüssigung von Dämpfen Abluft

Abluft

Abluft

Kälte

kälte

Abluft

Kondensat

kondensat GLEICHGEWICHT

UNGLEICHGEWICHT

Abb. 8.13 Integralkondensation in vertikalen Rohren und Differentialkondensation am horizontalen Rohrbündel

Abb. 8.14 Kondensationsverlauf für die integrale und die differentielle Kondensation eines Benzindampfgemisches in Abluft

Literatur

• • • •

Kopfkondensatoren auf Kolonnen Berechnung des Druckverlustes beim Kondensieren in den Rohren Maximale Kondensatbelastung in horizontalen Rohren Flutbelastung in Rückflusskondensatoren

Literatur 1. Nitsche, M.: Wärmetausch-Fibel I. Vulkan, Essen (2012) 2. Nitsche, M.: Kolonnen-Fibel. Springer, Berlin (2014)

377

9

Verdampfer

9.1

Verdampfungsprozess

Bei der Verdampfung können in Abhängigkeit von der Differenz zwischen der Heizwand und der Siedetemperatur, den Stoffeigenschaften sowie den Strömungsbedingungen drei verschiedene Formen des Siedens auftreten: • Behältersieden • Strömungssieden • Entspannungsverdampfung Die Verdampfung einer ruhenden Flüssigkeit in einem von unten beheizten Behälter bezeichnet man als Behältersieden. In technischen Apparaten arbeitet man im Bereich des Behältersiedens bei Temperaturdifferenzen von 10–30
C zwischen der Heizwand und dem siedenden Medium. Die Wärmübergangskoeffizienten liegen im Bereich von 1000–3000 W/m2 K für organische Medien und bei 6000–12.000 W/m2 K für Wasser bei einem Druck von 1 bar. Bei einer zu großen Temperaturdifferenz zwischen Wand und siedendem Medium entsteht eine zusammenhängende Dampfschicht auf der Heizfläche. Wegen der schlechten Wärmeleitzahlen von Dämpfen verglichen mit Flüssigkeiten verschlechtern sich die Wärmeübergangskoeffizienten deutlich. Diesen Mechanismus bezeichnet man als Filmverdampfung. Beim Strömungssieden erfolgt die Verdampfung während der Durchströmung von Rohren oder Kanälen. Diese Anwendung kommt in technischen Anlagen sehr häufig vor, z. B. bei den weit verbreiteten Thermosiphonverdampfern.

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_9

379

380

9

Verdampfer

Durch die partielle Verdampfung entsteht eine Zweiphasenströmung mit niedrigerer Dichte. Dadurch erhöht sich die Strömungsgeschwindigkeit in den Kanälen. Die höhere Geschwindigkeit verbessert die Wärmeübergangszahlen. Durch die Wärmezufuhr entstehen Blasen an der Heizfläche, die sich ablösen und in den Kernströmungsbereich gelangen.Die Strömungsform der Zweiphasenströmung ändert sich mit zunehmendem Dampfgehalt von der Blasenströmung (5 % Dampf) zur Pfropfenströmung und zur Ringströmung. Anzustreben im Verdampfer sind Pfropfen- und Ringströmung mit hoher Strömungsgeschwindigkeit und einem Flüssigkeitsfilm an der beheizten Wand. Bei weiter zunehmender Verdampfung verschwindet der Flüssigkeitsfilm an der Wand, und es entsteht Spritzerströmung. In diesem Bereich sinkt die Wärmeübergangszahl drastisch ab, weil der Wärmetransport durch die schlecht leitende Dampfschicht an der Wand erfolgen muss. Den Bereich der Spritzerströmung kann man vermeiden, wenn man den kritischen Dampfgehalt bestimmt, bei dem der Übergang von Ringströmung in Spritzerströmung erfolgt. Bei Dampfgehalten unter 30 % im Verdampferaustritt tritt keine Spritzerströmung auf. Eine besondere Form des Strömungssiedens ist die Fallstromverdampfung, bei der die Verdampfung aus einem dünnen Flüssigkeitsfilm an der Wand erfolgt. Diese Verdampfungsart ist hervorragend geeignet bei Vakuumverdampfungen, weil der Siedepunkt nicht durch die statische Höhe einer Flüssigkeit oder eines Zweiphasengemisches erhöht wird. Bei der Entspannungsverdampfung wird die Flüssigkeit im Verdampfer nicht verdampft, sondern unter Druck aufgeheizt auf eine Temperatur oberhalb des Siedepunkts. Der Verdampfungsvorgang erfolgt anschließend nach der Druckabsenkung in einem Druckhalteventil. Es wird verdampft aus der überhitzten Flüssigkeit hinter dem Entspannungsventil. Die Verdampfungswärme wird der überhitzten Flüssigkeit entzogen. Diese Art Verdampfung ist gut geeignet beim Verdampfen von verschmutzten Produkten mit hohen Strömungsgeschwindigkeiten, um die Verschmutzung der Heizfläche zu reduzieren.

9.2

Verdampferbauarten

Im Folgenden werden die verschiedenen Reboilerbauarten behandelt: • • • • • • •

Vertikale Thermosiphonverdampfer Horizontale Thermosiphonverdampfer Zwangsumlaufverdampfer Entspannungsverdampfer Rohrbündelverdampfer Interne Verdampfer Fallstromverdampfer

9.2

Verdampferbauarten

9.2.1

381

Thermosiphonverdampfer

Das Prozessfluid durchströmt den Verdampfer von unten nach oben. Infolge der partiellen Verdampfung entsteht im Verdampfer ein Zweiphasengemisch mit geringerer Dichte. Wegen der Differenz der statischen Höhen kommt es zu einem Naturumlauf. Das treibende Druckgefälle muss größer sein als der Druckverlust im Thermosiphonumlauf. Es stellt sich ein Gleichgewicht ein zwischen treibender Höhe und der Thermosiphonumlaufmenge. Ein Thermosiphonumlauf funktioniert nicht, wenn die treibende Höhe für den Thermosiphonumlauf zu klein ist, wenn das treibende Temperaturgefälle zu gering ist für eine ausreichende Verdampfung, wenn zu wenig Leichtsieder im Gemisch vorhanden sind oder wenn ein großer Flächenanteil des Verdampfers für die Produktaufheizung bis zum Siedepunkt benötigt wird q  20000  30000 W=m2 10  20 % vom Umlauf bei Atmosphärendruck 30  50 % vom Umlauf bei Vakuumverdampfung

Wärmestromdichte Verdampfungsrate:

Wärmeübergangszahl bei Atmosphärendruck }

}

α  1500  2500 W=m2 K

Vakuumverdampfung α  1000  1500 W=m2 K

9.2.1.1 Vertikaler Thermosiphonumlaufverdampfer (Abb. 9.1) Die Verdampfung erfolgt beim Durchströmen vertikaler von außen beheizter Rohre von unten nach oben. • • • • • •

Rohrlängen: 2 m (Vakuum) bis 4 m, normal 2,5–3 m Rohrdurchmesser: 25 mm bis 50 mm (Vakuum) Downcomerquerschnitt: 50 % des Strömungsquerschnitts im Verdampfer Riserquerschnitt: 100 % des Strömungsquerschnitts im Verdampfer Flüssigkeitsstand bei Atmosphärendruck: oberer Rohrboden Flüssigkeitsstand bei Vakuumverdampfung: 1 m unter oberem Rohrboden

Vorteile: • Einfacher Apparat und gut zu reinigen • Kurze Verweilzeit an der Heizfläche

382

9

Verdampfer

D D LIC

LIC

K

K

F

Vertikal

F

Horizontal

Abb. 9.1 Thermosiphonumlaufverdampfer

• • • •

Nachteile: Siedepunktserhöhung wegen der statischen Höhe über der Verdampferfläche Die Wärmetauschfläche ist konstruktiv beschränkt Weniger geeignet für Vakuumverdampfung Ungeeignet für Produkte mit höheren Viskositäten und verschmutzte Medien sowie Gemische mit großen Siedebereichen, die nur wenig Leichtsieder enthalten

9.2.1.2 Horizontaler Thermosiphonumlaufverdampfer (Abb. 9.1) Gute Verteilung der Umlaufflüssigkeit über mehrere Eintrittsstutzen Vorteile: • Geringere Siedepunktserhöhung als beim vertikalen Apparat, weil die Flüssigkeitshöhe über der Verdampferfläche geringer ist als bei der vertikalen Bauform • Keine konstruktive Größenbeschränkung der Wärmetauscherfläche • Weniger sensibel hinsichtlich Umlauf bei Prozessänderungen • Geeignet für viskosere Medien bis 20 mPas Nachteile: • Ziehbares Bündelmit quadratischer Teilung für die Reinigung erforderlich • Schwierige Reinigung

9.2.1.3 Thermosiphondurchlaufverdampfer (Abb. 9.2) Beim Durchlaufverdampfer strömt der Flüssigkeitssumpfablauf vom untersten Boden direkt in den Verdampfer, und die leichten Anteile müssen spezifikationsgerecht in einem

9.2

Verdampferbauarten

383

D

D LIC

LIC

K

K

Abb. 9.2 Thermosiphondurchlaufverdampfer

Verdampferdurchlauf abgedampft werden. Das ist schwieriger für die Produktion als mit einem Umlaufverdampfer, wo die Sumpfmenge mehrfach umgewälzt wird und durch das große Puffervolumen die Produktspezifikation des Sumpfablaufs viel einfacher eingehalten werden kann. Vorteile: • Eine zusätzliche theoretische Stufe für die Trennung • Geringe thermische Schädigung, weil das Produkt nur einmal den Verdampfer durchströmt und sich nur kurz in der heißen Zone befindet • Keine Siedepunktserhöhung durch die Hochsieder im Sumpf Nachteil: • Schwierige Produkteinstellung ohne mehrfache Zirkulation

9.2.2

Zwangsumlaufverdampfer (Abb. 9.3)

Das Produkt wird mit einer Pumpe durch den Verdampfer gefördert. Dieser Zwangsumlauf ist nötig, wenn kein Thermosiphonumlauf möglich ist, weil das Produkt zähflüssig ist oder nur wenig verdampfbare Anteile im Produkt enthalten sind. Wärmestromdichte Verdampfungsrate :

q  30:000 bis 50:000 W=m2 1  5 % vom Umlauf

384

9

Verdampfer

D D LIC

LIC

K

Vertikal

K

Horizontal

Abb. 9.3 Zwangsumlaufverdampfer

Ermittlung der α-Werte nach den Gleichungen für den konvektiven Wärmeübergang für die entsprechende Strömungsgeschwindigkeit Vorteile: • Geeignet für hohe Wärmestromdichten und verschmutzte Stoffe • Umwälzmenge und Verdampfungsrate können getrennt eingestellt werden • Geeignet für geringe Verdampfungsraten Nachteile: • Hohe Umwälzmenge erforderlich (Energiekosten) • Umwälzpumpe benötigt mit ausreichendem NPSH-Wert für siedende Produkte • Aufwendige Verrohrung und Leckagegefahr an der Pumpe

9.2.3

Entspannungsverdampfer (Abb. 9.4)

Die Flüssigkeit wird im Verdampfer unter Druck aufgeheizt. Die Verdampfung erfolgt nach der Entspannung auf einen geringeren Druck. Es sind große Umwälzleistungen erforderlich. Empfohlene Strömungsgeschwindigkeit: 1,5–2,5 m/s Der α-Wert wird mit den Gleichungen für den konvektiven Wärmeübergang bestimmt. Vorteil: • Gut geeignet für polymerisierende oder verschmutzte Produkte, weil durch hohe Strömungsgeschwindigkeiten die Verschmutzungsgefahr reduziert werden kann

9.2

Verdampferbauarten

Vertikal

385

PC

D LIC

G=

F

Horizontal

F ∗ C ∗ Δt Γ

K

PC

D LIC

F

K

Abb. 9.4 Entspannungsverdampfer

Nachteil: • Pumpe erforderlich mit ausreichendem NPSH-Wert

9.2.4

Rohrbündelverdampfer (Kettle-Verdampfer) (Abb. 9.5)

Dieser Verdampfer besteht aus einem liegenden Behälter mit eingebautem Rohrbündel und einem Überlaufwehr, damit die Rohre ständig mit Flüssigkeit bedeckt sind. Es strömen reine Dämpfe zurück in die Kolonne – kein Zweiphasengemisch. Die Flüssigkeit läuft über das Wehr ab und wird unten abgezogen. Die Zulaufhöhe zum Verdampfer muss groß genug sein. Wärmestromdichte q  20:000 bis 30:000 W=m2 Nur Dämpfe im Dämpferohr, keine Zweiphasenströmung Vorteile: • Kein empfindlicher Thermosiphonumlauf • Einfache Auslegung mit einer theoretischen Stufe zusätzlich

386

9

Verdampfer

Abb. 9.5 Rohrbündelverdampfer (Kettle-Typ)

Nachteile: • Starke Verschmutzung und Hochsiederanreicherung • Lange Verweilzeiten mit Zersetzung und schwierige Reinigung

9.2.5

Interne Verdampfer

Bei dieser Bauform wird das Heizbündel aus Rohren oder Platten direkt in den Sumpf der Kolonne eingebaut. Vorteile: • Ein interner Verdampfer ist kostengünstig, weil Behälter und Verrohrung entfallen • Geringere Verschmutzungsanfälligkeit als im Kettle-Verdampfer Nachteile: • Der Kolonnendurchmesser bestimmt die Heizbündellänge und beschränkt die mögliche Verdampferfläche • Für eine Reinigung oder Reparatur muss die Kolonne abgestellt, entleert und gasfrei gemacht werden

9.2.6

Fallfilm-Verdampfer (Abb. 9.6)

Das flüssige Produkt wird als herabrieselnder Film auf der Innenseite der Rohre aufgegeben. Eine gute Verteilung ist wichtig. Zur Vermeidung von Trockenstellen muss eine Mindest berieselungsrate von 1–2 m3/h und m Rohrumfang aufgegeben werden. Die Flüssigkeit verdampft nicht an der Heizfläche, sondern an der Flüssigkeitsoberfläche.

9.3

Auslegung von Verdampfern für Blasensieden

387

Abb. 9.6 Fallstromverdampfer Dampf

Kondensat

Es steht keine Flüssigkeitssäule über der Verdampferfläche und somit entfällt die Siedepunktserhöhung durch eine statische Höhe. Deshalb ist der Fallfilmverdampfer gut geeignet für die Verdampfung im Vakuum. Rohrdurchmesser: 40–80 mm, um den Druckverlust zu minimieren Vorteil: • Keine Siedepunktserhöhung und kurze Verweilzeiten Nachteil: • Aufwendige Konstruktion mit Verteilern und Umwälzpumpe erforderlich. Verschmutzungen durch Crackrückstände verschlechtern die Flüssigkeitsverteilung

9.3

Auslegung von Verdampfern für Blasensieden

Mit dem Diagramm in Abb. 9.7 kann die Wärmeübergangszahl in Abhängigkeit von der Temperaturdifferenz zwischen Siede- und Wandtemperatur ermittelt werden. Die Kurven gelten für das Sieden von Einzelkomponenten bei Normaldruck. Bei der Verdampfung im Vakuum sind die Wärmeübergangszahlen deutlich geringer, weil die Dampfblasen größer sind und mehr Heizfläche bedecken. Die Wärmeübergangszahlen von Gemischen sind kleiner, weil die schwerer siedenden Komponenten an der Heizfläche den Siedepunkt erhöhen. Das Gemisch muss beim Verdampfen vom Siedepunkt bis auf den Taupunkt aufgeheizt werden. Die maximal zulässige Wärmestromdichte für einen Rohrbündelverdampfer ergibt sich aus der zulässigen Dämpfegeschwindigkeit über der projizierten Bündeloberfläche.

388

9

Verdampfer

Abb. 9.7 Wärmeübergangszahl für das Blasensieden als Funktion der Temperaturdifferenz zwischen Heizwand und siedendem Medium

Bei zu hohen Blasenaufstiegsgeschwindigkeiten kommt es zu einem Dampfblasenstau im Bündel. Dann behindert ein Dampfblasenfilm den Wärmeübergang. Es kommt zum Filmsieden mit schlechten Wärmeübergangszahlen. Für die zulässige Dämpfe-Aufstiegsgeschwindigkeit wzul über einem Rohrbündel- bzw. Kettle-Verdampfer zur Vermeidung eines Blasenstaus zwischen den gilt:


ðρ  ρD Þ  σ  9,81
0,25
ðm=sÞ wzul ¼ 0,18 

Fl
ρD2 wzul ¼ Strömungsgeschwindigkeit bezogen auf die Projektion des Bündels (m/s) ρD ¼ Dampfdichte (kg/m3) ρFl ¼ Flüssigkeitsdichte (kg/m3) σ ¼ Oberflächenspannung (N/m) Aus der zulässigen Dampfströmungsgeschwindigkeit wzul kann die praktisch zulässige Wärmestromdichte ohne Dampfblasenstau zwischen den Rohren berechnet werden.

9.3

Auslegung von Verdampfern für Blasensieden

qzul ¼

389

wzul  AB  3600  ρD  r A



W=m2



A ¼ Wärmetauscher-Austauschfläche (m2) dB ¼ Bündelbreite (m) AB ¼ dB  L ¼ Projizierte Bündeloberfläche (m2) L ¼ Bündellänge (m) r ¼ Verdampfungswärme (Wh/kg)

9.3.1

Praktische Auslegung

Sehr einfach ist die Ermittlung der Wärmeübergangszahlen mit Hilfe des in Abb. 9.7 dargestellten Diagramms in Anlehnung an Kern. In Abhängigkeit von der Temperaturdifferenz zwischen Heizwand und siedendem Medium sind die Wärmeübergangszahlen für die Verdampfung beim Blasensieden und für das Aufheizen durch Eigenkonvektion dargestellt. Zur Minimierung der Produktschädigung im Verdampfer und zur Vermeidung von Dampfblasenstau wird in der Praxis die Wärmestromdichte q limitiert. q¼

 Q  W=m2 A

Q ¼ Wärmeleistung (W) A ¼ Heizfläche (m2) Empfehlung für wässrige Lösungen: qmax  90:000 bis 120:000 W=m2

αBS  5500 bis 11:000 W=m2 K

Empfehlung für organische Medien: Zwangsumlauf: qmax  60:000 bis 95:000 W=m2 Naturumlauf: qmax  30:000 bis 50:000 W=m2

αBS  1700 bis 2500 W=m2 K

Häufig muss das Produkt vor der eigentlichen Verdampfung zunächst auf die Siedetemperatur aufgeheizt werden. Das gilt insbesondere für Produktgemische mit einem Siedebereich. In solchen Fällen muss man die mittlere gewogenen Wärmeübergangszahl αm für die Zufuhr fühlbarer Wärme durch Eigenkonvektion und das Verdampfen ermitteln.

390

9

Verdampfer

Diese mittlere Wärmeübergangszahl wird wie folgt ermittelt: αm ¼

Qges QH Qv þ αH αBS

QH ¼ Wärmeleistung für das Aufheizen (W) QV ¼ Wärmeleistung für das Verdampfen (W) Qges ¼ QH + QV (W) αBS ¼ Wärmeübergangszahl für das Blasensieden (W/m2 K) αH ¼ Wärmeübergangszahl für das Aufheizen durch Eigenkonvektion (W/m2 K) Beispiel 9.3.1: Aufheizung und Verdampfung von Benzin

Zulauf zum Verdampfer: 17.500 kg/h Verdampfte Menge: 13.000 kg/h Aufheizung im Verdampfer von 157 auf 168
C Verdampfung: αBS ¼ 2500 W/m2 K aus Abb. 9.7 Aufheizung: αH ¼ 335 W/m2 K aus Abb. 9.7 Verdampfungsleistung QV ¼ 1060 kW Aufheizleistung QH ¼ 150 kW αm ¼

Qges 150 þ 1060 ¼ 1388 W=m2 K ¼ QH QV 150 1060 þ þ αH αBS 335 2500

Dieses Beispiel verdeutlicht, wie stark die Wärmeübergangszahl für das Blasensieden durch den Aufheizvorgang reduziert wird. Richtwerte für die Wärmedurchgangszahlen von dampfbeheizten Reboilern: Leichte Kohlenwasserstoffe: Schwere Kohlenwasserstoffe: Wasser und wässrige Lösungen:

k  900–1200 W/m2 K k  550–900 W/m2 K k  1250–2000 W/m2 K

Richtwerte für thermalölbeheizte Reboiler: k  400–600 W/m2 K Die Wärmedurchgangszahl k von Verdampfern wird in hohem Maße von der Verschmutzung der Heizflächen bestimmt.

9.3.2

Dimensionierung von Kettle-Reboilern

9.3.2.1 Hydraulische Auslegung Für das Betreiben eines Kettle-Reboilers muss die erforderliche Höhe ΔH zwischen der Flüssigkeitshöhe in der Kolonne und dem Überlaufwehr im Reboiler gegeben sein (Abb. 9.8). Wenn die Höhe ΔH nicht ausreichend bemessen ist, steigt die Flüssigkeitshöhe im Kolonnensumpf an bis maximal auf die Höhe des Dämpferückführstutzens und die Funktion des Kettle-Reboilers ist blockiert.

9.4

Auslegung von Fallfilmverdampfern

391

Abb. 9.8 Erforderliche Zulaufhöhe

Die erforderliche Höhe ΔH ergibt sich aus den Druckverlusten [1]. Was ist zu beachten? Die Höhe des Dampfraums über der Flüssigkeit sollte mindestens 0,5 m betragen, damit möglichst wenige Tropfen mitgerissen werden. Die mitgerissenen Tropfen erhöhen die Dampfdichte und den Druckverlust in der Dämpfeleitung. Die Wehrüberlaufhöhe muss bei der Festlegung der Dampfhöhe berücksichtigt werden, weil dadurch die freie Höhe über der Flüssigkeit verringert wird. Eine gute Verteilung der unten in den Reboiler eintretenden Flüssigkeitsmenge ohne Widerstände beim Eintritt in den Reboiler, z. B. an Verengungen durch das Auflager für das Rohrbündel, die den Flüssigkeitsdruckverlust vergrößern. Die Flüssigkeit sollte über 2 oder 3 Eintrittsstutzen eingegeben werden, um eine möglichst gleichmäßige Verdampfung zu erreichen. Bei einer zu hohen Wärmestromdichte kommt es zu einem Dampfblasenstau zwischen den Rohren des Kettle-Verdampfers. Es kommt zur unerwünschten Filmverdampfung, weil Dampfblasen die Heizfläche blockieren. Durch eine quadratische Rohranordnung mit großer Teilung kann die Gefahr eines Dampfblasenstaus reduziert werden.

9.4

Auslegung von Fallfilmverdampfern

Bei der Verdampfung im Vakuum werden Fallfilmverdampfer eingesetzt, weil bei diesen Apparaten nicht der Siedepunkt durch eine statische Flüssigkeitshöhe erhöht wird.

392

9

Verdampfer

Für eine vorgegebene Wärmeleistung Q wird zunächst die benötigte Verdampferfläche A mit einer geschätzten Wärmedurchgangszahl k für die wirksame Temperaturdifferenz Δt ermittelt. A¼

 2 Q m k  Δt

Dann wird für eine gewählte Rohrabmessung die Anzahl n der benötigten Rohre bestimmt und die maximale Dämpfegeschwindigkeit wD im Rohraustritt berechnet. n¼

A da  π  L

wD ¼

Q ðm=sÞ r  f R  ρD  3600

  f R ¼ n  di2  π=4 m2

da ¼ Rohraußendurchmesser (m) di ¼ Rohrinnendurchmesser (m) L ¼ Rohrlänge (m) fR ¼ Strömungsquerschnitt der Rohre (m2) ρD ¼ Dampfdichte (kg/m3) Der Druckverlust in den Rohren sollte bei der Vakuumverdampfung möglichst gering sein, um eine Siedepunktserhöhung durch den höheren Druck im Verdampfer zu vermeiden. Bei der Berechnung der Druckverluste für die Zweiphasenströmung im Verdampfer muss der mit der Rohrlänge zunehmende Dampfanteil des Zweiphasengemisches berücksichtigt werden. Der gesamte Druckverlust im Verdampfer setzt sich aus 3 Anteilen zusammen: • dem Reibungsdruckverlust ΔPR, der mit der Rohrlänge ansteigt, • dem Beschleunigungsdruckverlust ΔPB, der mit der Verdampferlänge zunimmt • und dem negativen hydrostatischen Druck ΔPH, der zum Rohrende hin ansteigt [1]. Δpges ¼ ΔPR þ ΔPB  ΔPH

In Abb. 9.9 wird gezeigt, wie der Druckverlust mit der Dampfmenge ansteigt. Aus Abb. 9.9 ist zu abzuleiten, dass der Druckverlust mit zunehmender Dampfmenge stark ansteigt, dass bei einem niedrigeren Druck die Druckverluste größer sind und dass eine größere Flüssigkeitsaufgabe den Druckverlust erhöht. Aus Abb. 9.10 geht hervor, dass der Druckverlust bei der Toluolverdampfung im Vakuum mit zunehmender Dampfmenge steil ansteigt und dass eine höhere Flüssigkeitsbeaufschlagung einen höheren Druckverlust bewirkt.

9.4

Auslegung von Fallfilmverdampfern

393

Abb. 9.9 Druckverlust in einem Fallfilmverdampfer für Hexadekan bei unterschiedlichen Drücken und Flüssigkeitsaufgaben als Funktion der Dampfmenge

Zur Vermeidung größerer Druckverluste sollte die Massenstromdichte m in den Verdampferrohren maximal 15–18 kg/m2s betragen. Die Wärmeübergangszahl im turbulenten Rieselfilm kann nach folgenden Gleichungen berechnet werden: Numrich Scholl Hadley l¼

  λ α ¼ 0,0055   Re 0,44  Pr0,4 W=m2 K l   λ α ¼ 0,0054   Re 0,38  Pr0,57 W=m2 K l   λ α ¼ 0,00454   Re 0,44  Pr0,48 W=m2 K l

 2 1=3  v VU V  Re ¼ V U ¼ Fl m3 =hm U ¼ n  π  diðmÞ g 3600  v U

Re ¼ Reynoldszahl Pr ¼ Prandtlzahl U ¼ Umfangslänge der Rohre (m) Vfl ¼ Flüssigkeitsaufgabe (m3/h) VU ¼ Flüssigkeitsbeaufschlagung (m3/h m) λ ¼ Wärmeleitzahl des Produkts (W/m K) ν ¼ Kinemat. Viskosität des Produkts (m2/s)

394

9

Verdampfer

In Abb. 9.11 sind die nach verschiedenen Modellen berechneten Wärmeübergangskoeffizienten als Funktion der Reynoldszahl dargestellt. Mit zunehmender Reynoldszahl bzw. zunehmender Flüssigkeitsbeaufschlagung VU wird die Wärmeübergangszahl größer.

Abb. 9.10 Druckverluste als Funktion der Dampfmenge bei verschiedenen Flüssigkeitsbeaufschlagungen

Abb. 9.11 Nach verschiedenen Modellen berechnete Wärmeübergangszahlen als Funktion der Reynoldszahl im Rieselfilm

9.5

Auslegung von Thermosiphonverdampfern

395

Abb. 9.12 Wärmeübergangszahlen als Funktion der Dämpfeströmungsgeschwindigkeit bei verschiedenen Flüssigkeitsbeaufschlagungen

Aus Abb. 9.12 geht hervor, dass die Wärmeübergangszahl mit zunehmender Dämpfegeschwindigkeit und höherer Flüssigkeitsbeaufschlagung besser werden. Im Hinblick auf die thermische Schädigung von organischen Produkten ist die Verweilzeit des Produkts im Verdampfer wichtig. Das muss überprüft werden [1]. Für eine gleichmäßige Flüssigkeitsverteilung auf die einzelnen Rohre des Verdampfers wird über dem oberen Rohrboden ein Flüssigkeitsverteiler installiert. Der Verteiler hat außen eine Aufkantung von ca. 100 mm und mindestens so viele Ablauftüllen wie Verdampferrohre. Die Dimensionierung des Flüssigkeitsverteilers wird in [1] gezeigt.

9.5

Auslegung von Thermosiphonverdampfern

9.5.1

Erforderliche Umlaufmenge W im Thermosiphonkreislauf

Zunächst wird für die vorliegende Aufgabenstellung die Wärmeleistung Q zum Aufheizen und Verdampfen ermittelt und dann die erforderliche Umlaufmenge W des Thermosiphonumlaufs für die gewählte Verdampfungsrate x ermittelt.

396

9

Verdampfer

Berechnung der Wärmeleistung Q: Q ¼ Qheiz þ Qverd ¼ W  c  ΔtHeiz þ W  x  r ðWÞ Erforderliche Thermosiphonumlaufmenge W für die gewählte Verdampfungsrate x: W¼

Q ðkg=hÞ c  Δt Heiz þ x  r

Q ¼ Wärmeleistung (W) W ¼ Flüssigkeitseintrittsmenge in den Umlaufverdampfer (kg/h) c ¼ Spezif. Wärmekapazität (Wh/kg K) ΔtHeiz ¼ Erforderliche Aufheizung zum Siedepunkt (K) r ¼ Verdampfungswärme (Wh/kg) x ¼ Dampfanteil im Zweiphasengemisch (kg/kg) Beispiel 9.5.1.1: Berechnung der Umlauf- und der Dampfmenge im Thermosiphonverdampfer

Q ¼ 600 kW

r ¼ 150 Wh/kg W¼

x ¼ 0,2

c ¼ 0,6 Wh/kg K

ΔtHeiz ¼ 4
C

600:000 ¼ 18:518 kg=h 0,6  4 þ 0,2  150

Verdampfte Menge D ¼ x  W ¼ 0,2  18:518 ¼ 3704 kg=h Kontrolle mit Wärmebilanz: Q ¼ W  c  Δt þ W  x  r ¼ 18:518  0,6  4 þ 18:518  0,2  150 ¼ 600:000 W Abschätzung der benötigten Reboilerfläche A Mit einem geschätzten k-Wert für den Wärmedurchgang wird die erforderliche Fläche A für die geforderte Wärmeleistung Q ermittelt. A¼

Q  2 m k  Δt

k ¼ Geschätzte Wärmedurchgangszahl (W/m2 K) Beispiel 9.5.1.2: Ermittlung der Reboilerfläche und der Abmessungen

Q ¼ 600 kW

k ¼ 1200 W/m2 K A¼

Δt ¼ 20
C

Q  2 600:000 m ¼ ¼ 25 m2 k  Δt 1200  20

9.5

Auslegung von Thermosiphonverdampfern

397

Berechnung der erforderlichen Rohrzahl n für die Reboilerfläche A ¼ 25 m2 Gewählte Rohrlänge L ¼ 3 m Gewählte Rohrabmessung 25  2 mm Teilung ¼ 32 mm Dreieck n¼

A 25 ¼ ¼ 106 Rohre 25x2 π  di  L π  0,025  3

Gewählt: n ¼ 127 Rohre 25  2 mit Dreieckteilung 32 mm Daraus ergibt sich der Mantelinnendurchmesser Di ¼ 384 mm

9.5.2

Wärmeübergangszahlen

Die Gesamtwärmeübergangszahl αVerd setzt sich zusammen aus der konvektiven Wärmeübergangszahl αkon für das konvektive Sieden bei der erhöhten Strömungsgeschwindigkeit des Zweiphasengemisches und αSied für das korrigierte Blasensieden. αVerd ¼ αkon þ αSied Für die Berechnung der Wärmeübergangszahl αkon für das konvektive Sieden bei der erhöhten Strömungsgeschwindigkeit des Zweiphasengemisches ermittelt man zunächst den αFl-Wert für den konvektiven Wärmeübergang der strömenden Flüssigkeit. Die Wärmeübergangszahl für die anteilige Flüssigkeitsströmung αFl wird mit dem Multiplikator F für die Zweiphasenströmungsgeschwindigkeit multipliziert. αkon ¼ F  αFl Die Berechnung der Wärmeübergangszahl für die strömende Flüssigkeit wird in Kap. 7 behandelt. Den Multiplikator F zur Umrechnung von αFl auf αkon bei der Zweiphasenströmung ermittelt man mit dem Lockhart-Martinelli-Faktor Xtt. 

0,7 1 F ¼ 2,5  X tt  0,5  0,1   ρ η 1  x 0 ,9 X tt ¼  G  F x ρF ηG  0,9  0,5  0,1 ρ η GF X tt ¼  G  F GG ρF ηG

398

9

Verdampfer

Xtt ¼ Lockhart-Martinelli-Parameter für turbulente Strömung x ¼ Dampfgewichtsanteil der Zweiphasenströmung ρG ¼ Dampfdichte (kg/m3) ρF ¼ Flüssigkeitsdichte (kg/m3) ηG ¼ Dynam. Dampfviskosität (mPas) GF ¼ Flüssigkeitsmenge (kg/h) GG ¼ Dampfmenge (kg/h) Die Wärmeübergangszahl αSied für das korrigierte Blasensieden bestimmt man wie folgt: Zunächst ermittelt man die Wärmeübergangszahl αBS für das Blasensieden. Diesen Wert korrigiert man mit dem Korrekturfaktor S nach Chen für das unterdrückte Blasensieden bei der Zweiphasenströmung αBS ¼ 0,00626  Pc 0,69  q0,7 αsied ¼ S  αBS 1   1 þ 2,53  106  Re 2Ph 1,17 Re 2Ph ¼ Re Fl  F 1,25

S¼

q ¼ Wärmestromdichte (W/m2) Pc ¼ Kritischer Druck (kPa) S ¼ Korrekturfaktor für das unterdrückte Blasensieden nach Chen Re2Ph ¼ Reynoldszahl bei Zweiphasenströmung nach Chen Beispiel 9.5.2.1: Berechnung der Wärmeübergangszahl für einen vertikalen Thermosiphonverdampfer mit 120 Rohren 25  2, 3,5 m lang für Toluol

Umlaufmenge W ¼ 40 t/h x ¼ 0,4 ¼ 40 % Verdampfung im Austritt ¼ 16 t/h Am Reboilereintritt ist der Dampfgehalt x ¼ 0 und am Reboileraustritt ist x ¼ 0,4. Gerechnet wird mit dem mittleren Dampfgehalt xm und der mittleren Dampfmenge GGm sowie der mittleren Flüssigkeitsmenge GFlm Mittlerer Dampfgehalt über die Rohrlänge xm ¼ 0,2 Mittlere Fl€ussigkeitsmenge GFlm ¼ 32 t=h ¼ 41 m3 =h Mittlere Dampfmenge GGm ¼ 8 t=h ρG ¼ 3 kg=m ρF ¼ 781 kg=m3 ηG ¼ 0, 009 mPas ηF ¼ 0,244 mPas λF ¼ 0,116W=m K Pr ¼ 4,12 di ¼ 21 mm νF ¼ 0,3073 mm2 =s Berechnung des Strömungsquerschnitts fR und der Strömungsgeschwindigkeit wFl f R ¼ n  di2 

π ¼ 120  0,0212  0,785 ¼ 0,04154 m2 4

wFl ¼

41 ¼ 0,274 m=s 3600  0,04154

9.5

Auslegung von Thermosiphonverdampfern

399

Berechnung von αFl w  di 0,274  0,021 ¼ 18723 ¼ v 0,3073  106 Nu ¼ 0,023  Re 0,8  Pr 0,33 ¼ 0,023  187230,8  4,120,33 ¼ 96,06 Nu  λ 96,06  0,116 ¼ ¼ 530 W=m2 K αFl ¼ di 0,021 Re ¼

Berechnung von αkon  0,1    32 0,9 3 0,5 0,244 X tt ¼   ¼ 0,3 8 781 0,009





1 F ¼ 2,5  0,3

0,7 ¼ 5,8

αkon ¼ F  αFl ¼ 5,8  530 ¼ 3074 W/m2 K Berechnung von αSied Pc ¼ 4100 kPa

q ¼ 25:000 W=m

2

  αBS ¼ 0,00626  Pc 0,69  q0,7 ¼ 0,00626  41000,69  250000,7 ¼ 2333 W=m2 K 1 S¼ ¼ 0,23 Re2ph ¼ 18:723  5,81,25 ¼ 168:523 6 1 þ 2,53  10  168:5231,17   αSied ¼ 2333  0,23 ¼ 536 W=m2 K Die Gesamtwärmeübergangszahl für die Verdampfung im vertikalen Thermosiphonverdampfer ist die Summe aus der Wärmeübergangszahl für den konvektiven Wärmeübergang der Zweiphasenströmung und der korrigierten Wärmeübergangszahl für das durch die Strömung behinderte Blasensieden: αVerd ¼ 3074 þ 536 ¼ 3610 W=m2 K

Abhängigkeiten vom Dampfgehalt x Die Zweiphasendichte verringert sich mit zunehmender Verdampfung, und die Strömungsgeschwindigkeit des Zweiphasengemisches nimmt zu. Die höhere Strömungsgeschwindigkeit verbessert die Wärmeübergangszahl für das konvektive Sieden.

400

9

Verdampfer

Die wirksame Temperaturdifferenz LMTD steigt bei größeren Verdampfungsraten, weil durch die geringere Dichte im Reboiler bei höheren Dampfgehalten der Siededruck und damit die Siedetemperatur herabgesetzt werden. Aus Abb. 9.13 geht hervor, dass die Wärmeübergangszahl αVerd mit zunehmender Verdampfung größer wird, weil die Wärmeübergangszahl αkon für das konvektive Sieden des Zweiphasengemisches stark ansteigt Die Zweiphasendichte verringert sich mit zunehmender Verdampfung und die Strömungsgeschwindigkeit nimmt zu. Die höhere Strömungsgeschwindigkeit verbessert die Wärmeübergangszahl für das konvektive Sieden.

Abb. 9.13 Wärmeübergangszahlen als Funktion der Verdampfungsrate

9.5

Auslegung von Thermosiphonverdampfern

9.5.3

401

Berechnung der Zweiphasendichte und der mittleren Dichte im Reboiler

Berechnung der Zweiphasendichte ρ2Ph eines Dampf-Flüssigkeits-Gemisches: ρ2Ph ¼

1 x 1x þ ρG ρF

  kg=m3

ρG ¼ Dampfdichte (kg/m3) ρF ¼ Flüssigkeitsdichte (kg/m3) x ¼ Dampfanteil (Frakt.) Berechnung der mittleren Dichte ρ3 im Reboiler aus der Dichte der Flüssigkeit ρF und der Dichte des Zweiphasengemisches ρ2Ph: 2

3 1 6 ρ2Ph ρF 7 1 7 ρ3 ¼  ln 6 4 5 1 1 1  ρF ρ2Ph ρF 1



Berechnung der mittleren Dichte ρ3 im Reboiler aus der Gasdichte ρG und der Flüssigkeitsdichte ρF und dem Dampfanteil x: 3 2  1 1 x  6 1 ρG ρF 7 7    ln 6 ρ3 ¼ 4 5 1 1 1  x ρF ρG ρF

Beispiel 9.5.3.1: Berechnung der Zweiphasendichte und der mittleren Dichte im Reboiler

x ¼ 0,136

Dampfdichte ρG ¼ 0,68 kg/m3

Flüssigkeitsdichte ρF ¼ 750 kg/m3

Berechnung der Zweiphasendichte des Gemisches: ρ2ph ¼

1 ¼ 4,97 kg=m3 0,136 0,864 þ 0,68 750

402

9

Verdampfer

Berechnung der mittleren Dichte 2 3 1 1  1 64,97 7507 ρ3 ¼ ln 4 5 ¼ 25,07 kg=m3 1 1 1  4,97 750 750  3 2 1 1  0,136  6 0,68 750 7 1 7 ¼ 25,07 kg=m3   ln 6 ρ3 ¼ 4 5 1 1 1  0,136  750 0,68 750

9.5.4

Erforderliche Höhe H1 für den Thermosiphonumlauf (Abb. 9.14)

Für den Thermosiphonumlauf benötigt man eine Zulaufhöhe H1 zur Überwindung des Druckverlustes ΔP im Umlauf und des statischen Gegendrucks im Riser und Verdampfer. Aus Abb. 9.15 geht hervor, dass mit zunehmender Höhe H1 die Umlaufmenge durch den Reboiler ansteigt. Die Berechnung der erforderlichen Höhe H1 für den Thermosiphonumlauf mit dem Sicherheitsfaktor S wird im Folgenden gezeigt: H1 ¼

S  ΔP þ g  ðH2  ρ2 þ H4  ρ3 Þ ðm Fl€ ussigkeitshöheÞ g  ρ1

ΔP ¼ Druckverlust im Thermosiphonumlauf (Pa) H1 ¼ Treibende Flüssigkeitshöhe (Abb. 9.14) ρ1 ¼ Flüssigkeitsdichte H2 ¼ Höhe der Zweiphasenmischung im Riser (m) ρ2 ¼ Zweiphasendichte ρ2Ph H4 ¼ Höhe des Reboilers ρ3 ¼ Mittl. Dichte im Reboiler S ¼ Sicherheitsfaktor Beispiel 9.5.4.1: Berechnung der erforderlichen Höhe H1

ΔP ¼ 69,2 mbar ¼ 6920 Pa ρ1 ¼ ρF ¼ 750 kg=m3 H2 ¼ 2 m ρ2 ¼ ρ2Ph ¼ 4,97 kg=m3 H4 ¼ 3 m ρ3 ¼ ρm ¼ 25,07 kg=m3 Sicherheitsfaktor S ¼ 2

9.5

Auslegung von Thermosiphonverdampfern

403

Abb. 9.14 Thermosiphonverdampfer mit den Höhen H1 + H2 + H4 zur Ermittlung des treibenden Drucks für den Thermosiphonumlauf

Berechnung der erforderlichen Höhe H1 für ΔP ¼ 69,2 mbar: H1 ¼

2  6920 þ 9,81  ð2  4,97 þ 3  25,07Þ ¼ 1,99 m FS mit Sicherheitsfaktor 2 9,81  750

404

9

Verdampfer

Abb. 9.15 Mit zunehmender treibender Höhe H1 steigt die Umlaufmenge W durch einen vertikalen Thermosiphonverdampfer

9.5.5

Auslegung von Riser- und Downcomerdurchmesser

Empfohlener Riserdurchmesser DR für einen vertikalen Thermosiphonverdampfer: DR ¼ di 

pffiffiffi n ðm Þ

Empfohlene Mindestströmungsgeschwindigkeit der Zweiphasenströmung im Riser zur Vermeidung von pulsierender Kolbenströmung mit Druckschwankungen in der Kolonne: wmin

rffiffiffiffiffiffiffiffi 100 ¼ ðm=sÞ ρD

Empfohlene maximale Strömungsgeschwindigkeit der Zweiphasenströmung im Riser: wmax ¼

rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 6000 ðm=sÞ ρ2Ph

9.5

Auslegung von Thermosiphonverdampfern

405

Empfohlener Durchmesser DD für den Downcomer: DD ¼

1  DR ðmÞ 2

Empfohlene Strömungsgeschwindigkeiten: 0,5–1 m/s di ¼ Verdampferrohrinnendurchmesser (m) n ¼ Zahl der Verdampferrohre ρD ¼ Dampfdichte (kg/m3) ρ2Ph ¼ Dichte des Zweiphasengemisches (kg/m3) Beispiel 9.5.5.1: Dimensionierung von Riser und Downcomer

n ¼ 211 Rohre ρFl ¼ 750 kg/m3 VFL ¼ 53,3 m3/h DR ¼ di 

di ¼ 21 mm ρ2Ph ¼ 24,3 kg/m3 V2Ph ¼ 1664 m3/h

Umlaufmenge W ¼ 40 t/h ρD ¼ 5 kg/m3

pffiffiffiffiffiffiffiffi pffiffiffi n ¼ 0,021  211 ¼ 0,305 m

1  DR ¼ 0,5  305 ¼ 0,15 m 2 rffiffiffiffiffiffiffiffi rffiffiffiffiffiffiffiffi 100 100 ¼ 4,5 m=s wmin ¼ ¼ ρD 5 rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi rffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi 6000 6000 wmax ¼ ¼ 15,7 m=s ¼ ρ2Ph 24,3 DD ¼

9.5.6

w2Ph ¼ 6,3 m=s wFl ¼ 0,84 m=s

Druckverluste im Thermosiphonumlauf (Abb. 9.16)

Der Gesamtdruckverlust in einem Thermosiphonumlauf setzt sich wie folgt zusammen: • • • •

Druckverlust im Downcomer für den Flüssigkeitszulauf Reibungsdruckverlust für die Zweiphasenströmung in den Verdampferrohren Beschleunigungsdruckverlust in den Verdampferrohren Reibungsdruckverlust im Riser für die Zweiphasenströmung Die Berechnungen für den Druckverlust von Flüssigkeiten im Downcomer und vom Zweiphasengemisch im Verdampfer und im Riser werden in [1] und [2] behandelt.

Aus Abb. 9.17 geht hervor, dass mit zunehmender Dampfmenge der Druckverlust im Thermosiphonumlauf ansteigt, weil durch den größer werdenden Dampfanteil die Strömungsgeschwindigkeit in den Verdampferrohren zunimmt.

406

9

Verdampfer

Abb. 9.16 Druckverluste im Thermosiphonumlauf Riser DN 250 L = 2 m

r2

rm

3000

Verdampfer

r1

Downcomer DN 125 L = 6 m

Abb. 9.17 Druckverluste im Thermosiphonumlauf bei einer Dampfdichte von 5 kg/m3 in Abhängigkeit von der Verdampfungsrate bei 20 t/h Flüssigkeitsumlauf

f 500 187 Rohre f 25×2

9.5

Auslegung von Thermosiphonverdampfern

9.5.7

407

Reboilerkennlinien

Für die Auslegung eines Thermosiphonumlaufs ist es empfehlenswert, die sogenannten „Reboilerkennlinien“ zu erstellen. Der berechnete Druckverlust im Thermosiphonumlauf wird in einem Diagramm in Abhängigkeit vom Flüssigkeitsumlauf aufgetragen. In dem gleichen Diagramm wird das verfügbare Druckpotenzial für den Flüssigkeitsumlauf bei verschiedenen treibenden Höhen H1 dargestellt. Aus diesen Reboilerkennlinien kann man ablesen, welche Zulaufhöhe H1 man für einen bestimmten Flüssigkeitsumlauf benötigt (Abb. 9.18).

Abb. 9.18 Reboilerkennlinien für die Verdampfung von 2 t/h Dampf

408

Literatur 1. Nitsche, M.: Wärmetausch-Fibel I. Vulkan, Essen (2012) 2. Nitsche, M.: Rohrleitungs-Fibel, 2. Aufl.. Vulkan, Essen (2016)

9

Verdampfer

Fraktionierung

10.1

10

Kontinuierliche Fraktionierung

In Abb. 10.1 ist eine kontinuierliche Fraktionieranlage zur Trennung von Gemischen dargestellt. Ausgehend von der vorgegebenen Aufgabenstellung bzw. Mengenbilanz werden die erforderlichen Trennstufen und das benötigte Rücklaufverhältnis ermittelt.

10.1.1 Materialbilanz Als erstes muss vor jeder Auslegung einer Kolonne die Mengenbilanz mit den gewünschten Konzentrationen im Destillat und im Sumpf erstellt werden. Man erstellt eine Materialbilanz. F
xF ¼ B
xB þ D
xD ¼ ðF  DÞ
xB þ D
xD x  xB B xD  xF ¼ D¼F
F xD  xB D xF  xB

xF ¼ Einsatzkonzentration (Molfraktion) xB ¼ Sumpfkonzentration (Molfraktion) xD ¼ Destillatkonzentration (Molfraktion) F ¼ Einsatzmenge (kmol/h) B ¼ Sumpfmenge (kmol/h) D ¼ Destillatmenge (kmol/h)

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_10

409

410

10 Fraktionierung

Kondensator

Kühlwasser Kolonne

KONTINUIERLICHE FRAKTIONIERKOLONNE

Heizmedium Destillatkühler

Einsatz

Destillat

Sumpfpumpe

Kühlwasser

Destillatpumpe

Sumpfkühler Sumpf

Abb. 10.1 Kontinuierliche Fraktionieranlage

10.1

Kontinuierliche Fraktionierung

411

Beispiel 10.1.1.1: Erstellung der Mengenbilanz für eine Trennaufgabe

Ein Gemisch mit 33 % A im Einsatz soll im Destillat auf 97 % A angereichert werden und im Sumpf nur noch 4 % A enthalten. Einsatzmenge ¼ 100 kmol/h xF ¼ 0,33 Molfraktion xD ¼ 0,97 Molfraktion xB ¼ 0,04 Molfraktion

D ¼ 100


0,33  0,01 ¼ 31,2 kmol=h 0,97  0,04

B ¼ 100–31,2 ¼ 68,8 kmol/h Kontrolle: B¼D


xD  xF 0,97  0,33 ¼ 68,8 kmol=h ¼ 31,2
0,33  0,04 xF  xB

Die Dämpfe- und Flüssigkeitsbelastungen der Kolonne im Verstärkungs- und Abtriebsteil ergeben sich aus der Mengenbilanz, dem Rücklaufverhältnis und dem thermischen Zustand des Einsatzprodukts (Abschn. 10.1.6).

10.1.2 Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewichte Um die erforderlichen theoretischen Böden und des Rücklaufverhältnisses für die Trennung zu ermitteln, benötigt man das Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewicht.

10.1.2.1 Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewichte idealer Gemische Die Basis für alle Phasengleichgewichtsberechnungen sind die Dampfdrücke der Komponenten. Den Dampfdruck p0 ermittelt man mithilfe der Antoine-Gleichung und der in Handbüchern tabellierten Antoine-Konstanten A, B und C (siehe Kap. 14). Antoine‐Gleichung : log p0 ¼ A 

B C þ tð CÞ

412

10 Fraktionierung

Beispiel 10.1.2.1.1: Berechnung der Dampfdrücke von Benzol und Toluol

Benzol A ¼ 7,00481 B ¼ 1196,76 C ¼ 219,161 Temperatur 5  C: 98  C: 103  C:

Toluol A ¼ 7,07581 B ¼ 1342,31 C ¼ 219,187 Benzoldampfdruck p0B ¼ 362 mbar p0B ¼ 1704 mbar p0B ¼ 1950 mbar

Toluoldampfdruck p0T ¼ 123 mbar p0T ¼ 698 mbar p0T ¼ 812 mbar

In Abb. 10.2 sind einige Dampfdruckkurven dargestellt. Im Folgenden werden die wesentlichen Berechnungsgleichungen zur Bestimmung der Gleichgewichts-Dampfkonzentration y für eine gegebene Flüssigkeitskonzentration x gegeben. x
p p1 ¼ 1 01 Pges Pges y1 P01 y p K1 ¼ ¼ K 2 ¼ 2 ¼ 02 x1 Pges x2 Pges y1 ¼

Abb 10.2 Dampfdruck von verschiedenen Komponenten als Funktion der Temperatur

10.1

Kontinuierliche Fraktionierung

413

Pges ¼ Gesamtdruck (mbar) p1 ¼ Partialdruck der leichten Komponente (mbar) p01 ¼ Dampfdruck der leichten Komponente (mbar) x1 ¼ Flüssigkeitskonzentration der leichten Komponente (Molfraktion) y1 ¼ Dampfkonzentration der leichten Komponente (Molfraktion) p02 ¼ Dampfdruck der schweren Komponente (mbar) x2 ¼ Flüssigkonzentration der schweren Komponente (Molfraktion) y2 ¼ Dampfkonzentration der schweren Komponente (Molfraktion) K ¼ Gleichgewichtskonstante ¼ y/x α ¼ Trennfaktor In der Praxis benutzt man häufig den Trennfaktor α oder die Gleichgewichtskonstante K zur Berechnung von Dampf- oder Flüssigkeitskonzentrationen. K 1 p01 ¼ K 2 p02 α
x1 y1 ¼ 1 þ ðα  1Þ
x1 α
K2  1 y2 ¼ α1 α
K2  1 x2 ¼ K 2
ð α  1Þ α¼

Bei idealen Gemischen ist die Berechnung mit einem konstanten Trennfaktor α sehr einfach, aber es muss beachtet werden, dass sich der Trennfaktor α mit der Temperatur in der Kolonne ändert. Im Allgemeinen wird das geometrische Mittel bei Kopf-, Einsatz- und Sumpftemperatur eingesetzt: pffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffi α ¼ 3 αKopf
αEinsatz
αSumpf Bei starken Abweichungen muss abschnittsweise mit unterschiedlichen α-Werten gerechnet werden. Beispiel 10.1.2.1.2: Berechnung eines Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewichts bei Pges = 340 mbar

Komponente 1: Komponente 2:

x1 ¼ 0,7 Molfr. x2 ¼ 0,3 Molfr.

Dampfdruck P01 ¼ 400 mbar Dampfdruck P02 ¼ 200 mbar

Partialdruck P1 ¼ 0,7
400 ¼ 280 mbar Pges ¼ P1 þ P2 ¼ 280 þ 60 ¼ 340 mbar Partialdruck P2 ¼ 0,3
200 ¼ 60 mbar

414

10 Fraktionierung

Berechnung der Dampfkonzentrationen für x1 ¼ 0,7 und x2 ¼ 0,3 mit den Partialdrücken: y1 ¼

p1 280 ¼ 0,82 ¼ Pges 340

y2 ¼

60 ¼ 0,18 340

Berechnung des Trennfaktors aus den Dampfdrücken:

α¼

p01 400 ¼2 ¼ p02 200

Berechnung der Dampfkonzentrationen für x1 ¼ 0,7 und mit dem Trennfaktor: y1 ¼

α
x1 2
0,7 ¼ ¼ 0,82 1 þ ðα  1Þ
x1 1 þ ð2  1Þ
0,7

Berechnung der Gleichgewichtskonstanten K aus den Dampfdrücken und dem Gesamtdruck: p02 200 ¼ 0,588 ¼ Pges 340 K 1,176 Berechnung des Trennfaktors α ¼ 1 ¼ ¼2 K 2 0,588 K1 ¼

p01 400 ¼ 1,176 ¼ Pges 340

K2 ¼

Berechnung der Dampfkonzentrationen für x1 ¼ 0,7 und x2 ¼ 0,3 mit den Gleichgewichtskonstanten K1 und K2: y1 ¼ K 1
x1 ¼ 1,176
0,7 ¼ 0,82 Molfr: y2 ¼ K 2
x2 ¼ 0,588
0,3 ¼ 0,18 Molfr: Berechnung der ganzen Gleichgewichtskurve mit dem konstanten Trennfaktor α ¼ 2: x1 y1

0,01 0,02

0,05 0,10

0,1 0,18

0,20 0,33

0,40 0,57

0,6 0,75

0,8 0,89

0,9 0,95

0,950 0,97

0,99 0,99

Der Trennfaktor α ändert sich weniger mit der Temperatur als die Gleichgewichtskonstanten und ist daher besser geeignet zur Erstellung einer Gleichgewichtskurve. Die Gleichgewichtskurven für unterschiedliche Trennfaktoren α sind in Abb. 10.3 dargestellt.

10.1

Kontinuierliche Fraktionierung

415

Abb. 10.3 Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewicht für ein ideales Gemisch mit unterschiedlichen Trennfaktoren

10.1.2.2 Gleichgewichte nicht idealer Gemische Bei nicht idealen Gemischen, z. B. azeotrope Gemische (Kap. 14), müssen zusätzlich die für jedes Stoffpaar spezifischen Aktivitätskoeffizienzen γ berücksichtigt werden. Durch die gegenseitige Wechselwirkung wird der Partialdruck der Komponenten und das Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewicht beeinflusst. Pges ¼ γ1
x1
p01 þ γ2
x2
p02 y1
Pges ¼ γ1
x1
p01 Bei der Berechnung des Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewichts muss der Aktivitätskoeffizient γ berücksichtigt werden. Dieser ist stark abhängig von der Konzentration in der flüssigen Phase.

416

10 Fraktionierung

γ1
x1
p01 Pges y1 γ1
p01 K1 ¼ ¼ x1 Pges y2 γ2
p02 K2 ¼ ¼ x2 Pges y
ð 1  x1 Þ γ
p K α ¼ 1 ¼ 1 01 ¼ 1 K 2 γ2
p02 x1
ð1  y1 Þ y1 ¼

Beispiel 10.1.2.2.1: Berechnung der Methanoldampfkonzentration eines Methanol-Wasser-Gemisches bei 92,1  C und Pges = 1000 mbar

Pges ¼ 1000 mbar. Methanol (1):

x1 ¼ 0,0535 γ1 ¼ 1,848 p01 ¼ 2816,7 mbar

Wasser (2):

x2 ¼ 0,9465 γ2 ¼ 1,004 p02 ¼ 756,4 mbar

1,848
0,0535
2816,7 ¼ 0,279 1000 1,004
0,9465
756,4 y2 ¼ ¼ 0,721 1000 1,848
2816,7 1,004
745,4 ¼ 5,218 K 2 ¼ ¼ 0,761 K1 ¼ 1000 1000 K 5,218 α¼ 1¼ ¼ 6,853 K 2 0,761 y1 ¼

Zum Vergleich wird der ideale Trennfaktor ohne Aktivitätskoeffizienten aus den Dampfdrücken ermittelt: αideal ¼

p01 2816,7 ¼ 3,724 ¼ 756,4 p02

Fazit: Der Einfluss von γ ist erheblich! Durch die Aktivitätskoeffizienten wird der Trennfaktor fast verdoppelt von ideal α ¼ 3,724 auf nicht ideal α ¼ 6,853. Der Aktivitätskoeffizient γ ist abhängig von der Temperatur und sehr stark von der Konzentration in der flüssigen Phase.

10.1

Kontinuierliche Fraktionierung

417

10.1.3 Berechnung von Mindestbodenzahl und Mindestrücklaufverhältnis [1] Diese Berechnung gilt für ideale Gemische mit einem konstanten Trennfaktor α in der Kolonne. Um ein Gemisch durch Fraktionierung zu trennen, benötigt man eine Mindestbodenzahl bei unendlichem Rücklauf und ein Mindestrücklaufverhältnis bei unendlicher Bodenzahl. Mithilfe dieser Rechengrößen ist die erforderliche Bodenzahl und das benötigte Rücklaufverhältnis für eine Trennaufgabe sehr einfach zu ermitteln. Berechnung der Mindestbodenzahl für eine Trennung bei unendlichem Rücklauf: h  N min ¼

lg

x1 x2 D




lg α

  i x2 x1 B

x1 ¼ Leichtsiederkonzentration (Molfraktion) x2 ¼ Schwersiederkonzentration (Molfraktion) D ¼ Konzentrationen im Destillat B ¼ Konzentrationen im Sumpfablauf Mindestbodenzahl für die Verstärkung h  N min ¼

lg

x1 x2 D




lg α

  i x2 x1 F

D ¼ Konzentrationen im Destillat F ¼ Konzentrationen im Einsatz Mindestbodenzahl für den Abtrieb h  N min ¼

B ¼ Konzentrationen im Sumpfablauf

lg

x1 x2 F




lg α

  i x2 x1 B

418

10 Fraktionierung

Berechnung des Mindestrücklaufverhältnisses bei unendlicher Bodenzahl: 1
α1 x  yF ¼ D yF  xF

Rmin ¼ Rmin

     xD x α
D xF 1 xF 2 α
xF yF ¼ 1 þ ð α  1Þ
x F

xD ¼ Konzentration im Destillat (Molfraktion) xF ¼ Flüssigkeitskonzentration im Einsatz (Molfraktion) yF ¼ Korrespondierende Dampfkonzentration zu xF (Molfraktion) (xD/xF)1 ¼ Verhältnis der Destillat- zur Einsatzkonzentration für den Leichtsieder

Beispiel 10.1.3.1: Berechnung der Mindestbodenzahl und des Mindestrücklaufverhältnisses für eine vorgegebene Trennung

Trennfaktor α ¼ 2

Einsatzmenge ¼ 100 kmol/h

Trennaufgabe: Komponente A B

Einsatz Molfrakt. 0,5 0,5

Destillat Molfrakt. 0,95 0,05

Mengenbilanz: Destillatmenge

Sumpfablauf Molfrakt. 0,05 0,95

D ¼ 100


0, 5  0, 05 ¼ 50 kmol=h 0, 95  0, 05

Berechnung der Mindestbodenzahl für die Trennung: 

 0,95 0,95
0,05 0,05 N min ¼ ¼ 8,5 1g 2   0,95 0,5
1g 0,05 0,5 N min V ¼ ¼ 4,25 1g 2   0,5 0,95
1g 0,5 0,05 N min A ¼ ¼ 4,25 1g 2 1g

10.1

Kontinuierliche Fraktionierung

419

Erforderliches Mindestrücklaufverhältnis:   1 0,95 0,05
2
¼ 1,7 21 0,5 0,5 2
0,5 xF ¼ 0,5 yF ¼ ¼ 0,67 1 þ ð2  1Þ
0,5 0,95  0,67 Rmin ¼ ¼ 1,7 0,67  0,5

Rmin ¼

Umrechnung von der Mindestbodenzahl auf die praktische Bodenzahl [1] Die berechnete Mindestbodenzahl gilt für ein unendliches Rücklaufverhältnis ohne Destillatabnahme und das Mindestrücklaufverhältnis für eine Kolonne mit unendlicher Bodenzahl. Die ermittelten Werte müssen daher auf realistische Produktionsbedingungen für eine bestimmte Bodenzahl und ein endliches Rücklaufverhältnis umgerechnet werden. Für die Umrechnung gelten folgende Näherungsformeln: N  N min ¼Y Nþ1 Y ¼ 0,75  0,75
X 0,5668 R  Rmin ¼X Rþ1  1=0,5668 X ¼ 0,075Y ,75

Beispiel 10.1.3.2: Bestimmung der erforderlichen theoretischen Böden für R = 2

Aus Beispiel 10.1.3.1

Rmin ¼ 1,7

Nmin ¼ 8,5

Gewählt: R ¼ 2

2  1,7 ¼ 0,1 3 Y ¼ 0,75  0,75
0,10,5668 ¼ 0,547

X¼

N  N min ¼ 0,547 N þ 0,547 0,453 N ¼ 8,5 þ 0,547 ¼ 9,047 ) N ¼ 20 Bei einem Rücklaufverhältnis von R ¼ 2 werden 20 theoretische Böden benötigt.

420

10 Fraktionierung

10.1.4 Grafische Bodenzahlbestimmung nach McCabe-Thiele [1] Man benötigt die in Abb. 10.4 dargestellte Gleichgewichtslinie mit den Dampfkonzentrationen in Abhängigkeit von der Flüssigkeitskonzentration und die Betriebslinien für die Verstärkung der leichten Komponente im oberen Kolonnenabschnitt sowie den Abtrieb im unteren Kolonnenteil. Zur Erstellung des McCabe-Thiele-Diagramms benötigt man folgende Informationen: • • • • • •

Trennfaktor α oder das Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewicht Eintrittskonzentration xF Gewünschte Destillatkonzentration xD Geforderte Sumpfkonzentration xB Rücklaufverhältnis R Thermischer Zustand des Einsatzes (q-Wert)

Abb. 10.4 McCabe-Thiele-Diagramm zur Bestimmung der theoretischen Böden

10.1

Kontinuierliche Fraktionierung

421

In Abb. 10.4 wird gezeigt, wie man im McCabe-Thiele-Diagramm graphisch die benötigten theoretischen Böden für eine vorgegebene Fraktionieraufgabe ermittelt. Zunächst muss die Gleichgewichtskurve y = f (x) eingetragen werden. Das sind die mit dem Trennfaktor berechneten Werte für y und x oder vermessene Gleichgewichtswerte für das zu trennende Gemisch. Anschließend wird vom Schnittpunkt von xF mit der Diagonalen aus die q-Linie eingezeichnet. Die q-Linie ist vertikal, wenn das Produkt mit Siedetemperatur auf dem Einsatzboden eingesetzt wird. Dann werden für das gewählte Rücklaufverhältnis R die Betriebs- bzw. Bilanzlinien im Verstärkungs- und Abtriebsteil eingezeichnet. Verstärkungslinie: Von xD mit der Steigung LV/VV ¼ R/R + 1 LV ¼ Flüssigkeitsmenge im Verstärkungsteil der Kolonne (kmol/h) VV ¼ Aufsteigende Dämpfe im Verstärkungsteil der Kolonne (kmol/h) Abtriebslinie: Von xB mit der Steigung LA/VA ¼ RA/RA – 1 LA ¼ Flüssigkeitsmenge im Abtriebsteil der Kolonne (kmol/h) VA ¼ Aufsteigende Dämpfe im Abtriebsteil der Kolonne (kmol/h) Zunächst werden die Steigungen der Verstärkungs- und der Abtriebslinie unter Berücksichtigung des thermischen Zustands q der Zulaufmenge bestimmt. Ausgehend von xD und xB werden dann die theoretischen Böden zwischen Gleichgewichtskurve und Arbeitslinien eingezeichnet. Vorteile: • • • • •

Sehr anschaulich für verschiedene Rücklaufverhältnisse, unterschiedliche Einsatzbedingungen (q), direkte Beheizung ohne Reboiler, Seitenabzüge und den Einfluss des Einsatzbodens. Geeignet für wechselnde Trennfaktoren und unideale Gemische sowie ungleiche molare Verdampfungswärmen

Nachteile: • Zeitaufwendig und ungenau bei kleinen α-Werten und hohen Endkonzentrationen • Keine Temperaturen • Korrektur erforderlich bei unterschiedlichen molaren Verdampfungswärmen

422

10 Fraktionierung

Beispiel 10.1.4.1: Grafische Bodenzahlbestimmung in einer Kolonne mit 15 Böden

Einsatzkonzentration xF ¼ 0,5 Molfr.

Trennfaktor α ¼ 2,4

Geforderte Destillatkonzentration xD ¼ 0,95 Molfr.

Gesamtdruck Pges ¼ 1 bar

R ¼ 1,5

Thermischer Zustand q ¼ 1

) Steigung der q  Linie ¼ 1 L R 1,5 ¼ ¼ ¼ 0,6 Steigung der R€ ucklaufgeraden V R þ 1 2,5

Aus Abb. 10.5 ist abzulesen, dass mit 15 theoretischen Böden bei einem Rücklaufverhältnis von R ¼ 1,5 das Sumpfprodukt mit einer Konzentration von xS ¼ 0,05 Molfraktion austritt. Mengenbilanz: x  xS 0,5  0,05 Einsatzmenge F ¼ 100 kmol/h D ¼ F
F ¼ ¼ 100
0,95  0,05 xD  xS 50 kmol=h Sumpfablaufmenge B ¼ 50 kmol/h Erforderliche Gesamtverdampfung V ¼ (R + 1)
D ¼ 2,5
50 ¼ 125 kmol/h

10.1.5 Rechnerische Bodenzahlbestimmung nach McCabe-Thiele [1] Ausgehend von der Destillatkonzentration werden die Konzentrationen auf den Böden von oben nach unten berechnet. Bei Erreichen der Eintrittskonzentration muss von der Verstärkungs- auf die Abtriebsberechnung umgestellt werden. Benötigte Informationen: siehe Abschn. 10.1.4 und das Verhältnis D/F D ¼ Destillatmenge (kmol/h) LA ¼ Flüssigkeitsmenge im Abtriebsteil (kmol/h)

F ¼ Einsatzmenge (kmol/h) B ¼ Sumpfablaufmenge (kmol/h)

Vorteil: • Kein Zeichenaufwand und genau Nachteile: • Weniger anschaulich • Nur gültig für q ¼ 1 und gleiche molare Verdampfungswärmen. Empfehlung: Rücklaufverhältnis vorher durch Näherungsmethoden abschätzen.

10.1

Kontinuierliche Fraktionierung

423

Abb. 10.5 Grafische Bodenzahlbestimmung für ein Gemisch mit dem Trennfaktor α ¼ 2,4 und 15 theoretischen Böden

Vorgehensweise bei der Berechnung der Verstärkungssäule: A¼

L R ¼ V Rþ1

B¼

xD Rþ1

Ausgehend von xD ¼ y1 am Kopf berechnet man die zu dieser Dampfkonzentration korrespondierende Flüssigkeitskonzentration x1 des obersten Bodens.

424

10 Fraktionierung

xD α
ð 1  xD Þ x1 ¼ xD 1þ αð1  xD Þ V ¼ Dämpfemenge Verstärkung (kmol/h) L ¼ Flüssigkeitsmenge (kmol/h) xD ¼ Destillatkonzentration (Molfrakt.) Der aufsteigende Dampf von Boden 2 von oben hat dann folgende Zusammensetzung. y2 ¼ A
x1 þ B ¼

R x
x þ D Rþ1 1 Rþ1

Daraus berechnet man wieder x2 vom Boden 2 von oben: y2 α
ð1  y2 Þ x2 ¼ y2 1þ α
ð1  y2 Þ Diese Rechnung wird fortgesetzt, bis die Flüssigkeitskonzentration kleiner ist als die Eintrittskonzentration xF. Berechnung der Abtriebssäule C¼

RA RA  1

D¼

xB RA  1

RA ¼

LA B

Ausgehend von xF bzw. dem letzten x-Wert aus der Verstärkungsberechnung wird die vom ersten Abtriebsboden unterhalb des Einsatzbodens aufsteigende Dampfkonzentration yA1 berechnet: yA1 ¼ C
x  D ¼

RA xB
x RA  1 RA  1

Die Flüssigkeitskonzentration xA1 auf dem 1. Abtriebsboden wird wie folgt ermittelt.

xA1

yA1 α
ð1  yA1 Þ ¼ yA1 1þ α
ð1  yA1 Þ

Die Berechnung wird fortgesetzt, bis die Flüssigkeitskonzentration unter der gewünschten Sumpfkonzentration liegt. Hinweis: Die α-Werte können bei der Berechnung auf den verschiedenen Böden variiert werden. Es können auch Wirkungsgrade berücksichtigt werden [1].

10.1

Kontinuierliche Fraktionierung

425

Beispiel 10.1.5.1: Rechnerische Bodenzahlbestimmung nach McCabe-Thiele

xF ¼ 0,5 xD ¼ 0,95 xB ¼ 0,05 R ¼ 2 q¼1 F ¼ 100 kmol/h D ¼ 50 kmol/h V ¼ (2 + 1)
50 ¼ 150 kmol/h LV ¼ 2
50 ¼ 100 kmol/h

D/F¼ 0,5 B ¼ 50 kmol/h LA ¼ 200 kmol/h

Berechnung für den Verstärkungsteil vom Kopf abwärts bis zum Einsatzboden: 0,95 2
ð1  0,95Þ ¼ 0,9048 x1 ¼ 0,95 1þ 2
ð1  0,95Þ L R 2 x 0,95 ¼ ¼ B¼ D ¼ V Rþ1 3 3 Rþ1 2 0,95 y2 ¼
0,9048 þ ¼ 0,9198 x2 ¼ 0,8516 3 3 A¼

y3 ¼ 0,8844

x3 ¼ 0,7927

y4 ¼ 0,8452

x4 ¼ 0,7318

y10 ¼ 0,6567

x10 ¼ 0,4888

Am 10. Boden von oben ist die Flüssigkeitskonzentration x < xF < 0,5. Berechnung für den Abtriebsteil der Kolonne vom Einsatzboden bis zum Sumpf:

LA 200 ¼4 ¼ 50 B LA 200 RA 4 ¼ ¼ 1,33 ¼ ¼ V A 150 RA  1 4  1 xS 0,05 D¼ ¼ 0,0167 ¼ RA  1 4  1

RA ¼

yA1 ¼ 1,33
0,4888  0,0167 ¼ 0,6351 0,6351 2
ð1  0, 6351Þ ¼ 0,4653 xA1 ¼ 0,6351 1þ 2
ð1  0, 6351Þ yA2 ¼ 0,6037 xA2 ¼ 0,4324 yA3 ¼ 0,5599

xA3 ¼ 0,3888

426

10 Fraktionierung

Berechnete Konzentrationen auf den Böden nach McCabe-Thiele Boden 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

Dämpfekonzentration Molfraktion 0,9500 (xD ¼ 0,95) 0,9198 0,8844 0,8452 0,8046 0,7653 0,7299 0,6998 0,6755 0,6567 0,6351 0,6037 0,5599 0,5017 0,4298 0,3483 0,2645 0,1865 0,1205 0,0688

Flüssigkeitskonzentration Molfraktion 0,9048 0,8516 0,7927 0,7318 0,6730 0,6199 0,5747 0,5383 0,5100 0,4888 (xF ¼ 0,5) 0,4653 0,4321 0,3888 0,3348 0,2737 0,2109 0,1524 0,1029 0,0641 0,0356 (xB < 0,05)

Das Ergebnis deckt sich mit der grafischen Bodenzahlbestimmung in Abb. 10.6.

10.1.6 Kolonnenbelastung [1] Für die fluiddynamische Auslegung der Kolonne benötigt man die Dampf- und Flüssigkeitsbelastung. Dabei muss der thermische Zustand des Einsatzprodukts berücksichtigt werden. Der thermische Zustand des Einsatzprodukts wird durch den q-Wert charakterisiert. Im Folgenden wird gezeigt, wie der q-Wert bestimmt wird und welchen Einfluss er auf die Fraktionierung sowie die Dampf- und Flüssigkeitsbelastung der Kolonne hat. a) Kalter Zulauf mit einer Einsatztemperatur TF unterhalb der Siedetemperatur TS des Einsatzgemisches

→ q>0



cFl
T S  T F q¼1þ r

10.1

Kontinuierliche Fraktionierung

427

Abb. 10.6 Grafische Bodenzahlbestimmung für Beispiel 10.1.5.1

b) c) d) e)

Zulauf bei Siedetemperatur TS → q = 1 Zulauf eines Dampf-Flüssigkeits-Gemisches → 0 < q < 1 ⇒ q = Flüssigkeitsfraktion Gesättigter Dampf am Taupunkt TT → q = 0 Überhitzter Dampf mit der Einsatztemperatur TF

→ q 30 g/mN3. Bei Lösemittelbeladungen < 20 g/mN3 liegen die Konzentrationen unterhalb von 50 % UEG. Es besteht somit keine Explosionsgefahr bei Umgebungstemperatur, aber bei höheren Temperaturen erweitern sich die Explosionsgrenzen (siehe Kap. 4 in [1]). Wenn das Abgas mehr als 30 g/mN3 Lösemittel enthält, muss mit Explosionsgefahr gerechnet werden. Die Anlagen sind entsprechend auszulegen. Vor allem muss eine Rückzündung in die Produktionsanlagen vermieden werden.

12.1

Abluftströme mit geringen Lösemittelkonzentationen < 20 g/mN3

Die in der Abluft enthaltenen Lösemittel können entsorgt oder zurückgewonnen werden.

12.1.1 Lösemittelentsorgung Die verschiedenen thermischen Verfahren zur Lösemittelentsorgung sind in Abb. 12.1 mit den Konzentrationen für autotherme Verbrennung aufgeführt.

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_12

461

462

12

Abluftreinigungsverfahren

Abb. 12.1 Auswahlkriterien für Abluftreinigungsverfahren

Abb. 12.2 Thermische Nachverbrennungsanlage (TNV)

Normalerweise ist bei Anlagen mit rekuperativer Abluftvorwärmung eine Stützflamme installiert, die die Oxidation sicher einleitet und die Abluft um ca. 30
C erwärmt (Abb. 12.2). Vorteil: • Gute Abluftreinigung auf geringe Austrittskonzentrationen, auch für Gemische.

12.1

Abluftströme mit geringen Lösemittelkonzentationen < 20 g/mN3

463

Nachteile: • • • •

Wertstoffe werden vernichtet Hilfsbrennstoff erforderlich Zusätzliche CO2-Erzeugung und Energievernichtung Aufwendige Nachbehandlung bei chlor- oder schwefelhaltigen Abgasen

Für geringe Abluftbeladungen mit wasserlöslichen Stoffen können Biofilter oder Biowäscher eingesetzt werden. Vorteil: • Abluftreinigung ohne Brennstoff- und Chemikalienkosten Nachteile: • • • •

Nur geeignet für geringe Konzentrationen wasserlöslicher Stoffe Überschussschlammanfall und Frischwasserbedarf Längere Adaptionszeit Sensibel bei Störungen oder Änderungen

12.1.2 Lösemittelrückgewinnung Die geringen Lösemittelkonzentrationen werden absorptiv oder adsorptiv soweit angereichert, dass sie kondensierbar sind und verflüssigt werden können.

12.1.2.1 Absorption [1, 2] In einer Absorptionsanlage für wasserlösliche Komponenten, z. B. Aceton und Methanol, werden die Lösemittel mit Wasser ausgewaschen (Abb. 12.3). Die vom Wasser absorbierten Lösemittel werden in einer Fraktionierkolonne vom Wasser getrennt. Als Destillat erhält man die Lösemittel. Im Sumpf läuft das gereinigte lösemittelfreie Waschwasser ab. Vorteil: • Gute und sehr flexible Abluftreinigung ohne Explosionsgefahr Nachteile: • Gute Fraktionierung für absolut lösemittelfreies Wasser im Sumpf erforderlich • Nur geeignet für wasserlösliche Stoffe • Azeotrope Gemische erschweren die Lösemittelaufarbeitung

464

12

Abluftreinigungsverfahren

Abb. 12.3 Absorptionsanlage für wasserlösliche Komponenten

Erforderliche Betriebsmittel: Dampf, Kühlwasser, Strom, Kaltwasser Die Auslegung von Absorptions- und Desorptionskolonnen wird in Kap. 11 behandelt. Nicht wasserlösliche Komponenten werden mit einem hochsiedenden organischen Absorptionsmittel mit niedrigem Dampfdruck gewaschen. Ein niedriger Dampfdruck reduziert die Waschmittelemissionen, und ein kleiner Aktivitätskoeffizient erleichtert die Absorption. Die Desorption der absorbierten Lösemittel ist schwierig. Die Abtrennung der Lösemittel aus dem hochsiedenden Waschmedium erfolgt durch Strippen mit Dampf oder Inertgas im Vakuum. Vorteil: • Gute Abluftreinigung, auch für Lösemittelgemische Nachteile: • Die Lösemittel werden kontaminiert mit dem organischen Waschmittel und dem Wasser vom Strippdampf. Es können sich Azeotrope bilden • Desorption bei höherer Temperatur mit thermischer Produktschädigung

12.1.2.2 Adsorption Bei der adsorptiven Abluftreinigung wird meistens Aktivkohle als Adsorbens eingesetzt. Die Abluft durchströmt abwechselnd die beiden Adsorber (Abb. 12.4). Die Lösemittel werden an der großen Oberfläche der Aktivkohle adsorbiert

12.1

Abluftströme mit geringen Lösemittelkonzentationen < 20 g/mN3 Reinluft

465

Reinluft

Dampf

Dampf

Abluft

H2O

Trockenluft

Strippluft

Trocken – und Kühlluft H2O H2O LIS

Strippluft LIS

Lösemittel Wasser

Adsorber zur Abluftreinigung mit Abwasserstripper Abb. 12.4 Adsorptionsanlage mit Luftstripper für die Wasserreinigung

Auf Basis der Adsorptionsisothermen der zu adsorbierenden Stoffe wird die erforderliche Arbeitskapazität des Adsorbers ermittelt. Die Regeneration erfolgt sehr häufig mit Dampf zum Aufheizen und Ausstrippen der Lösemittel. Danach wird mit Heißluft getrocknet und mit Kaltluft gekühlt. Der austretende Strippdampf mit den Lösemitteln wird kondensiert und gekühlt. Im Dekanter trennen sich Lösemittel und Wasser. Da das Wasser noch Spuren von Lösemittel enthält, wird es in einem Luftstripper gereinigt. Die aus dem Wasser ausgestrippten Lösemittel gehen zusammen mit der Strippluft zurück in den Rohgasstrom. Basis für die Auslegung von Adsorbern sind die Adsorptionsisothermen. In Abb. 12.5 sind die Adsorptionsisothermen von Pentan in Abhängigkeit von der Lösemittelkonzentration im Abgas bei verschiedenen Temperaturen dargestellt. Die Umrechnung der Adsorptionsisothermen auf andere Temperaturen erfolgt mit der Gleichung von Dubinin-Radushkevich für die Gleichgewichtsadsorption: "

V ad


2
2 # T Po ¼ V 0  exp B   ln β Pi

466

12

Abluftreinigungsverfahren

Abb. 12.5 Adsorptionsisothermen von Pentan bei verschiedenen Temperaturen

  Vad ¼ Volumen des kondensierten Adsorbats cm3 =g

  Vo ¼ Maximales Porenvolumen f ür das kondensierte Adsorbat cm3 =g B ¼ Strukturkonstante der Aktivkohle β ¼ Affinitätskoeffizient P0 ¼ Dampfdruck bei T ðmbarÞ

Pi ¼ Partialdruck ¼ Gleichgewichtsdruck des Adsorbats ðmbarÞ T ¼ Temperatur ðKÞ Das Adsorptionsvermögen nimmt ab mit • Zunehmender Temperatur T • Abnehmendem Porenvolumen V0 • Abnehmender Eintrittsbeladung S (g/m3) oder abnehmendem Partialdruck Pi (mbar) Desorption von Adsorbern In Abb. 12.6 sind die verschiedenen Möglichkeiten zur Desorption von Aktivkohle dargestellt: Durch das Aufheizen von T1 nach T2 wird die Gleichgewichtsbeladung der Aktivkohle von der Beladung B1 auf die Beladung B2 verringert. Durch Evakuieren und eine Druckabsenkung vom Adsorptionsdruck Pad auf den Desorptionsdruck Pdes verschiebt man die Gleichgewichtsaktivkohlebeladung von B1 nach B2.

12.1

Abluftströme mit geringen Lösemittelkonzentationen < 20 g/mN3

467

Abb. 12.6 Desorptionsmöglichkeiten

Durch Aufheizen von T1 nach T2 und Strippen reduziert man die Beladung von B1 auf B3. Durch Heizen von T1 nach T2 und Evakuieren sinkt die Gleichgewichtsbeladung der Aktivkohle von B1 auf B3. Vorteile: • Gute und einfache Abluftreinigung mit Dampfdesorption für nicht wasserlösliche Komponenten • Für wasserlösliche Komponenten sollte eine trockene Desorption mit Stickstoff oder Vakuum installiert werden.

468

12

Abluftreinigungsverfahren

Nachteile: • Die anfallenden Lösemittel-Wasser-Gemische sind schwierig aufzubereiten, wenn die Lösemittel wasserlöslich sind und Azeotrope bilden. • Brandgefahr durch die Adsorptions- oder Reaktionswärme (MEK, Cyclohexanon) • Chemische Umsetzungen auf der großen Oberfläche (Ethylacetat/Essigsäure) • Verstopfungen durch Abluft mit klebrigen Feststoffen oder Fasern

12.2

Abluftströme mit hohen Lösemittelkonzentationen > 30 g/mN3

Wegen der hohen Lösemittelbeladung sind Explosionsschutzmaßnahmen erforderlich: Druckstoßfeste Bauweise (> 10 bar) Detonations- und Deflagrationssicherungen Konzentrationsüberwachung und Inertisierung

12.2.1 Lösemittelentsorgung Bei der thermischen Abluftreinigung in einer TNV müssen drei Sicherheitsmaßnahmen installiert werden, um das Rückzünden in die Prozessanlagen zu vermeiden. Ein Gasmotor benötigt eine Mindestbrennstoffkonzentration und erzeugt viel NOx, kann aber einen Generator zur Stromerzeugung antreiben. Vorteile: • Die TNV für explosible Gasgemische ist flexibel • Der Gasmotor erzeugt Strom Nachteile: • Wertstoffe werden vernichtet • Hoher NOx-Ausstoß beim Gasmotor • Der Gasmotor limitiert den Gasdurchsatz

12.2.2 Lösemittelrückgewinnung 12.2.2.1 Kondensation Bei hohen Lösemittelkonzentrationen kann die Rückgewinnung durch Abkühlen der lösemittelbeladenen Abluft und Kondensation der Lösemittel erfolgen.

12.2

Abluftströme mit hohen Lösemittelkonzentationen > 30 g/mN3

469

Die Abluft durchströmt die Rohre eines indirekten Wärmetauscher von oben nach unten und wird mit Kühlsole gekühlt. Das auskondensierte Lösemittel läuft ab in die Vorlage (Abb. 12.7). Das ist ein sehr einfaches Verfahren, aber es muss meistens auf Minustemperaturen gekühlt werden, z. B. 20 bis 30
C, um ausreichend Lösemittel auszukondensieren. Bei Temperaturen unter 0
C kommt es zur Eisbildung und Verstopfung des Rohrbündelapparats. Daher müssen zwei Kühler mit einer Abtauautomatik installiert werden. Die Sättigungsbeladung von Lösemitteln in Luft wird wie folgt berechnet: L€ osemittelkonzentration in der Luft: x  γ  P0i P yi ¼ i ¼ i i ðMolfraktinÞ Pges Pges  M  kg=mN 3 Abluftbeladung: S ¼ yi  22, 4 M ¼ Molgewicht Pi ¼ PartialdruckðmbarÞ Pges ¼ GesamtdruckðmbarÞ γ ¼ Aktivit€atskoeffizient P0i ¼ DampfdruckðmbarÞ y ¼ L€ osemittelkonzentrationðMolfraktionÞ In Abb. 12.8 sind die Sättigungsbeladungen einiger Lösemittel in Abhängigkeit von der Temperatur aufgetragen. Mit der Kühlung allein werden die Werte der TA Luft nicht erreicht. Es muss eine Feinreinigung durch Adsorption, Absorption oder Oxidation nachgeschaltet werden.

Abb. 12.7 Indirekte Kondensatoren zur Abluftreinigung

470

12

Abluftreinigungsverfahren

Abb. 12.8 Sättigungskonzentrationen von Lösemitteln in Luft

Bei der indirekten Kondensation von Lösemitteln aus einem Inertgasstrom kommt es bei starkem Kühlen mit großen Temperaturdifferenzen zwischen der Abluft und dem Kühlmedium zur Nebelbildung. Die Lösemittel werden als Tropfen emittiert. Besser geeignet sind die in Abb. 12.9 gezeigten direkten Kondensatoren, bei denen die Abluft in einer Blasensäule durch eine Schicht des gekühlten Lösemittels strömt und die gasförmigen Lösemittel im direkten Kontakt mit der kalten Flüssigkeit verflüssigt werden. Am besten geeignet sind Füllkörperkolonnen, bei denen die Abluft mit dem kalten Lösemittel im Gegenstrom gewaschen wird. Bei Gemischen, z. B. Benzin, hat man den weiteren Vorteil, dass die Leichtsieder sich in den Hochsiedern lösen und dadurch der Partialdruck der Leichtsieder abgesenkt wird. Bei der in Abb. 12.10 gezeigten kalten „Wäsche mit dem eigenen Saft“ handelt es sich um eine Kombination aus Kondensation und Absorption mit nachgeschalteter Adsorption zur Feinreinigung. Vorteil: • Lösemittelrückgewinnung ohne Produktschädigung für hohe Lösemittelkonzentrationen Nachteile: • Probleme durch Eisbildung und Nebel in indirekten Kühlern • Nachreinigung auf Werte der TA Luft erforderlich • Kontamination mit dem Wasser aus der Luftfeuchtigkeit

12.2

Abluftströme mit hohen Lösemittelkonzentationen > 30 g/mN3

Abb. 12.9 Direktkondensator

Abb. 12.10 Benzindampfrückgewinnung durch kalte Wäsche mit Benzin [1]

471

472

12

Abluftreinigungsverfahren

Abb. 12.11 Membrananlage mit Kondensation

12.2.2.2 Membrananreicherung und Kondensation Membrananlagen werden eingesetzt, um die Lösemittelkonzentration im Abgas zu erhöhen, sodass die Lösemitteldämpfe besser kondensiert werden können. Das Fließbild einer Membrananlage ist in Abb. 12.11 dargestellt. Die Lösemittel lösen sich in der Membran und diffundieren bevorzugt durch die Membran zur Permeatseite. Das Inertgas tritt lösemittelabgereichert als Retentat aus. Für den Transport durch die Membran benötigt man ein Druckverhältnis von 10–20 über die Membran. Dieses Druckverhältnis erzeugt man mit einem Kompressor oder aus einer Kombination von Verdichter und Vakuumpumpe. Das Permeat kann entweder direkt hinter der Vakuumpumpe kondensiert werden (Variante B) oder in den Rohgasstrom zurückgeführt und hinter dem Verdichter bei höherem Druck kondensiert werden (Variante A). Vorteile: • Produktrückgewinnung ohne Schädigung und ohne tiefe Temperaturen • Keine Kälteanlage und keine Eisbildung Nachteile: • Verdichter und Vakuumpumpe limitieren den Gasdurchsatz • Hoher Stromverbrauch für Verdichter und Vakuumpumpe • Nachreinigung auf TA Luft erforderlich

12.3

Planungshinweise

473

Abb. 12.12 Benzindampfrückgewinnung mit Membran [1]

In Abb. 12.12 ist eine Anwendung von Membranen zur Aufkonzentrierung von Benzindämpfen gezeigt [1].

12.3

Planungshinweise

12.3.1 Allgemeine Fehler 12.3.1.1. Fehlende Vorplanung mit genauer Erfassung der Abgasmengen und Lösemittelkonzentrationen über 24 Stunden und für alle möglichen Betriebszustände, z. B. 50.000 m3/h Abluft in der Frühschicht und 5000 m3/h in der Spätschicht oder Lösemittelbeladungen in Abhängigkeit von der Temperatur zwischen 1 g/m3 und 20 g/m3. 12.3.1.2. Unzureichende Ablufterfassung mit zu kleinen oder zu großen abgesaugten Abluftmengen wegen falscher Gebläseleistungen, unzureichender Kapselung oder zu kleinen Abluftkanälen 12.3.1.3. Die Addition der Auslegungsdaten der Ventilatoren ergibt eine viel zu große Abluftmenge. Die Abluftreinigungsanlage wird viel zu groß ausgelegt. 12.3.1.4. Falsch geplante Produktionsanlagen mit viel Leckluftanfall durch schlechte Kapselung. Große Abluftmengen verteuern die Abluftreinigung und erhöhen

474

12

Abluftreinigungsverfahren

die Emissionen und die Wertstoffverluste. Verbesserung durch geschlossene Systeme oder gute Kapselung 12.3.1.5. Unzureichender Ex-Schutz für explosible Gemische, wenn zeitweise hohe Lösemittelkonzentrationen auftreten können, z. B. keine elektrisch leitfähigen Elastomere in Klappen zur Vermeidung der elektrostatischen Aufladung.

12.3.2 Kondensationsanlagen 12.3.2.1. Bei einem großen Inertgasanteil verschlechtert sich die Wärmübergangszahl für das Kondensieren auf ca. 20–30 % des Wärmeübergangskoeffizienten für die reine Kondensation, weil der Abgasstrom konvektiv gekühlt werden muss [3]. 12.3.2.2. Bei feuchtehaltigen Abgasströmen mit nicht wasserlöslichen Lösemitteln kommt es bei der Kühlung auf Temperaturen unter 0
C zur Eisbildung. Die Eisschicht auf den Wärmetauscherrohren wirkt isolierend und verschlechtert den Wärmeübergang. Außerdem verstopft das Eis den Strömungsquerschnitt und erhöht den Druckverlust. Es müssen zwei Kondensatoren mit Umschaltautomatik installiert werden. 12.3.2.3. Bei Mehrkomponentengemischen muss die Kondensationskurve vom Taupunkt bis zum Siedepunkt berechnet werden. Die Kondensation ist nicht isotherm. Bei nicht idealen Gemischen muss der Aktivitätskoeffizient berücksichtigt werden [2]. Die Wärmeübergangszahl beim Kondensieren von Gemischen ist kleiner als die für Einzelstoffe, weil das Dämpfegemisch konvektiv gekühlt werden muss. 12.3.2.4. Es sollte ein Integralkondensator zur Kondensation der Lösemittel aus der Luft installiert werden, um die Leichtsiederanreicherung zu vermeiden. Bei der Stufenkondensation in einem Differentialkondensator reichern sich die Leichtsieder im Verlauf des Wärmetauschers an. Es muss tiefer gekühlt werden [3]. 12.3.2.5. Durch eine Schockkühlung mit sehr kalten Kühlmitteln, z. B. Flüssigstickstoff, kommt es zu übersättigten Gemischen mit Nebelbildung. Es werde flüssige Aerosole emittiert. 12.3.2.6. Wenn die Kondensation unter Druck erfolgt, wird viel Luft in dem kondensierten Lösemittel gelöst. Diese gelöste Luft wird im drucklosen Lagerbehälter nach der Druckentspannung freigesetzt und tritt lösemittelgesättigt aus in die Atmosphäre. Man schafft eine neue Emission. 12.3.2.7. In Inertgaskreisläufen an Trocknern oder Rührbehältern mit Teilkondensation von Lösemittelgemischen, z. B. Benzin, reichern sich die Leichtsieder im Kreislauf an, weil bevorzugt die Hochsieder auskondensiert werden. Das erschwert die weitergehende Kondensation. Es muss tiefer gekühlt werden. 12.3.2.8. Bei der indirekten Kühlung und Kondensation von Benzindämpfen mit nachgeschalteter Feinreinigung durch Adsorption gibt es mehrere Probleme. Um die leichten Benzindämpfe, bestehend aus Propan, Butan und Isobutan, zu verflüssigen, muss sehr tief gekühlt werden, z. B. auf 80
C.

12.3

Planungshinweise

475

Bei dieser Schockkühlung bildet sich Nebel, also kleine Flüssigkeitstropfen, die anschließend in den nachgeschalteten Adsorber strömen. Bei der Adsorption der Flüssigkeitstropfen wird die sehr große Adsorptionswärme freigesetzt. Es entstehen „hot spots“ im Adsorber mit großer Brand- und Explosionsgefahr. Die bei der Regeneration der Adsorber desorbierten leichten Propandämpfe gehen zurück zum Kondensator, können aber nicht verflüssigt werden. Was nicht kondensierbar ist, geht als Emission ins Freie.

12.3.3 Absorptionsanlagen 12.3.3.1. Sehr wichtig ist die richtige Wahl des Waschmittels, z. B. Wasser für wasserlösliche Komponenten und hochsiedende organische Waschmittel für nicht wasserlösliche Stoffe. Wenn das Waschmittel einen hohen Dampfdruck hat, z. B. Kerosin oder Petroleum, so wird die Abluft mit Kerosin oder Petroleum beladen. Z. B. beträgt die Kerosinbeladung der Abluft 11,6 g/mN3 bei 20
C und 2,78 g/ mN3 bei 0
C. Man verliert Waschmittel und erzeugt eine neue Emission. Falls der Hochsiederwäsche eine Adsorption nachgeschaltet ist, blockieren die nicht von der Aktivkohle desorbierbaren hochsiedenden Waschmittel den Adsorber. Der Adsorber verölt. 12.3.3.2. Die in der Desorptions- oder Stripperkolonne aus dem hochsiedenden organischen Waschmittel ausgestrippten Lösemittel sind kontaminiert mit geringen Anteilen des organischen Waschmittels. Außerdem können die Lösemittel bei zu hohen Desorptionstemperaturen thermisch geschädigt werden. 12.3.3.3. Bei Lösemittelgemischen werden die hochsiedenden Lösemittel nicht vollständig aus dem Waschmedium ausgestrippt und reichern sich im Waschmittel an. 12.3.3.4. Bei der sehr einfachen Wasserwäsche für wasserlösliche Komponenten entstehen oft azeotrope Gemische mit Wasser, die schwer zu trennen sind, z. B. Ethanol, Propanol, Butanol, Methylethyketon, MIBK oder Ethylacetat mit Wasser. 12.3.3.5. Durch den in der Desorptionskolonne zugeführten Strippdampf zum Austreiben der Lösemittel aus dem organischen Waschmedium werden die Lösemittel mit Wasser kontaminiert. Zur Abtrennung des Wassers benötigt man eine Fraktionieranlage oder Azeotropdestillation.

476

12

Abluftreinigungsverfahren

12.3.4 Membrananlagen 12.3.4.1. Verdichter und Vakuumpumpe müssen für explosible Gemische ausgelegt werden. Wegen der Permeatrückführung muss oft die doppelte Abluftmenge verdichtet werden. Die Verdichtungswärme muss zusätzlich im Kondensator abgeführt werden. 12.3.4.2. Verdichter und Vakuumpumpe limitieren den Gasdurchsatz. Zur Vergleichmäßigung der Abgasmenge ist ein Gasometer zu empfehlen. 12.3.4.3. Bei der Kondensation unter Druck löst sich Luft im Lösemittelkondensat. Nach der Druckentspannung im Lagerbehälter tritt die freigesetzte Luft lösemittelgesättigt aus. 12.3.4.4. Es muss eine geeignete Kondensation zur Verflüssigung der angereicherten Dämpfe installiert werden, z. B. ein Direktkondensator für die Kondensation von Benzindämpfen. Ein indirekter Kondensator funktioniert bei der Benzindampfrückgewinnung nicht.

12.3.5 Adsorberanlagen 12.3.5.1. Eine hohe Luftfeuchtigkeit reduziert das Aufnahmevermögen von Aktivkohle. Bei hoher relativer Feuchte > 60 % verhält sich die Aktivkohle nicht mehr hydrophob. Die wassergesättigte Luft aus einem Abwasserstripper sollte vor Eintritt in den Adsorber entfeuchtet werden. 12.3.5.2. Nicht desorbierbare Hochsieder, z. B. Kerosin- oder Dieseldämpfe, blockieren die Adsorptionsoberfläche und reduzieren die Arbeitskapazität. Das gilt insbesondere für Adsorber mit Vakuumregeneration. Wenn Hochsieder nicht zu vermeiden sind, kann ein sogenannter „Opfer-Adsorber“ vorgeschaltet werden, um die Hochsieder vorher abzuscheiden. 12.3.5.3. Bei der Desorption eines Adsorbers für wasserlösliche Komponenten mit Wasserdampf erhält man als Kondensat ein Lösemittel-Wasser-Gemisch, das aufwendig durch Fraktionierung oder Azeotropdestillation getrennt werden muss [2]. Diese Schwierigkeiten lassen sich durch eine Inertgas- oder Vakuumdesorption vermeiden. 12.3.5.4. Eine Vakuumdesorption ohne Adsorberaufheizung ist nur geeignet für leicht desorbierbare Niedrigsieder mit hohem Partialdruck im adsorbierten Zustand, z. B. Propan und Butan. 12.3.5.5. Bei der Inertgasdesorption müssen die mit dem Inertgas als Träger ausgetriebenen Lösemittel weitgehend kondensiert werden, um eine Rückbeladung zu vermeiden. 12.3.5.6. Wenn hochbeladene Abgasströme adsorbiert werden, kommt es durch die Adsorptionswärme zu einer starken Erwärmung des Adsorbers. Es muss ausreichend Wärmespeicherkapazität vorgelegt sein, um einen zu starken Temperatur-

12.3

Planungshinweise

477

anstieg mit verschlechterter Adsorption und Brandgefahr zu vermeiden. Auf keinen Fall dürfen Flüssigkeitstropfen auf die Adsorberoberfläche gelangen. 12.3.5.7. Bei der adsorptiven Reinigung von Mehrkomponentengemischen muss für jeden einzelnen Stoff die benötigte Aktivkohlemenge für die erforderliche Arbeitskapazität vorgesehen werden. Jede besser adsorbierbare Komponente verdrängt die schlechter adsorbierbaren Stoffe.

12.3.6 Thermische Abluftreinigungsverfahren 12.3.6.1. Bei einer unzureichenden Turbulenz zur Mischung der Abluft mit den heißen Rauchgasen erhält man unzulässig hohe Werte an organisch gebundenem Kohlenstoff und Kohlenmonoxid. 12.3.6.2. Statische Mischeinrichtungen aus Stahl im Brennraum sind nicht ausreichend standfest bei hohen Temperaturen. Auch bei hochtemperaturbeständigen Stählen nimmt die Festigkeit ab 700
C stark ab. 12.3.6.3. Die Anordnung des Temperaturfühlers im Brennraum kann zu einer Überfeuerung führen. Der Temperaturfühler strahlt an kalte Wände ab. Das reduziert die gemessene Temperatur. Der Brennstoffbedarf steigt, wenn die Brennraumtemperatur als Festwert geregelt wird. Die reale Temperatur im Brennraum steigt. Ganzstahlbrennkammern und Abluftvorwärmer werden geschädigt. 12.3.6.4. Die für die Vorwärmung der beladenen Abluft mit den heißen Rauchgasen eingesetzten Rohrbündelwärmetauscher müssen so bemessen sein, dass keine Undichtigkeiten bei großen Dehnungen durch hohe Temperaturdifferenzen auftreten. Wenn das heiße Rauchgas durch die Rohre und die kalte Abluft durch den Mantel strömt, dehnen sich die heißen Rohre viel stärker als der Mantel des Wärmetauschers. Bei falscher Auslegung kommt es zu Rohrreißern, und die gereinigte Luft wird mit der beladenen Abluft kontaminiert. Die Abluftvorwärmer müssen dehnungsgerecht konstruiert sein, damit keine beladene Eintrittsluft in den gereinigten Rauchgasstrom gelangt. Es kommt bevorzugt auf der heißen, der Brennkammer zugewandten Seite zu Rohrreißern. Frei dehnen können sich Haarnadel- und Schwimmkopf-Wärmetauscher. 12.3.6.5. Die bei der regenerativen Wärmerückgewinnung eingesetzten Klappen müssen dicht schließen, um die Verunreinigung der austretenden gereinigten Rauchgase mit beladener Eintrittsluft zu verhindern. 12.3.6.6. Wenn bei der regenerativen Nachverbrennung die Spülzeit zu kurz ist oder zu wenig Spülgas eingesetzt wird, gelangt beim Umschalten von Spülen auf Reingas Unverbranntes in den Reingasstrom, und die geforderten Reingaswerte

478

12

Abluftreinigungsverfahren

werden nicht eingehalten. Wenn der Spülgasdruck nicht groß genug ist, gelangt die Abluft rückwärts in das Reingas. 12.3.6.7. Bei kleinen Abluftmengen und überautothermem Betrieb findet die Oxidation im Regenerator statt. Wegen der Wärmeverluste im oberen Teil des Regenerators sinkt die Brennraumtemperatur unter die erforderliche Mindestbrennraumtemperatur. Es wird Zusatzbrennstoff dosiert, obwohl eigentlich eine brennstofflose Fahrweise gegeben ist. Durch einen geeigneten Regelmechanismus – Abluftbeladung, Abluftmenge, Temperaturprofil – kann das Problem behoben werden.

Literatur 1. Nitsche, M.: Abluft-Fibel. Springer, Berlin (2015) 2. Nitsche, M.: Kolonnen-Fibel. Springer, Berlin (2015) 3. Nitsche, M.: Wärmetausch-Fibel I. Vulkan, Essen (2012)

Mess- und Regeltechnik

13.1

13

Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen

13.1.1 Temperaturmessungen Widerstandsthermometer Messprinzip: Widerstand ändert sich infolge der Temperaturänderung. Unterschiedliche lineare Kennlinien für Pt 100:
200= þ 650  C Pt 500:
60= þ 200  C Pt 1000:
50= þ 400  C Genauigkeit: Pt 100 Klasse A: 0,15  C þ 0,002  C Pt 100 Klasse B: 0,3  C þ 0,005 Installation: Zweileitertechnik (4–20 mA) mit Messumformer an der Messstelle mit oder ohne örtliche Anzeige. Erforderliche Angaben: Messbereich, Einbaulänge. Anschluss: Flansch oder Verschraubung.

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_13

479

480

13 Mess- und Regeltechnik

Thermoelemente Messprinzip: Spannung ändert sich bei Temperaturänderung. Typ K ¼ þNiCr=
Ni:
200
1200  C Genauigkeitsklasse 1 f€ur
40
1000  C: 1,5  C Abweichung Genauigkeitsklasse 2 f€ur
40
1200  C: 2,5  C Abweichung Genauigkeitsklasse 1 f€ur
40
1000  C: 2,5  C Abweichung Installation: mit Thermo- und Ausgleichsleitung.

13.1

Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen

481

Thermistor Messprinzip: Widerstandsänderung bei anderer Temperatur. Bei Thermistoren ist die Widerstandsänderung stärker als bei Widerstandsthermometern. Pyrometer Messprinzip: Intensität der Infrarotstrahlung wird gemessen.

482

13 Mess- und Regeltechnik

13.1.2 Druckmessungen Manometer zur örtlichen Anzeige: Rohrfeder-, Plattenfeder- oder Kapselfedermanometer für Absolut- oder Überdruck und für Differenzdruckmessungen. Erforderliche Angaben: Druckmessbereich, Nenngröße ¼ Durchmesser, z. B. 63/100/160. Genauigkeitsklasse: 0,1 – 0,6 – 1 – 1,6 vom Endwert. Einbau: Verschraubung, z. B. R ½ Zoll in Einschweißmuffe ½ Zoll und Manometerventil.

Druckmittler Bei schwierigen Bedingungen wird ein Druckmittler zwischen Messstelle und Messgerät installiert, um den Messumformer oder das Manometer zu schützen, z. B. • wenn das Medium korrosiv oder sehr zähflüssig ist, • wenn Temperatur oder Druck zu hoch für das Messgerät sind, • wenn das Produkt polymerisieren oder erstarren kann. Ausführung: Rohrdruck-, Zungendruck- oder Membrandruckmittler mit unterschiedlichen Flüssigkeitsfüllungen für verschiedene Temperaturbereiche, z. B. Silikonöl (
20–200  C) oder Glyzerin (15–230  C). Druckmessumformer mit Ausgangssignal 4–20 mA in Zweileitertechnik (HART) Der Druckmessumformer dient der Druckmessung in Behältern, Rohrleitungen oder Apparaten.

13.1

Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen

483

Messprinzip: Eine Membran wird durch den Druck verformt. Diese Verformung wird von piezoresistiven, kapazitiven, induktiven und optischen Sensoren erfasst. Erforderliche Angaben: Messbereich, Genauigkeit, Einbau (Gewinde oder Flansch).

Differenzdruckmessumformer mit Ausgangssignal 4–20 mA in Zweileitertechnik (HART) Dieser Differenzdruckmessumformer dient der Erfassung von Differenzdrücken, z. B. bei Durchflussmessungen mit Blenden oder Stausonden oder bei Niveaumessungen nach dem hydrostatischen Prinzip mit den erforderlichen Wirkdruckleitungen zum Messumformer Erforderliche Angaben: Messbereich, Genauigkeit, Anbau (Fl).

484

13 Mess- und Regeltechnik

13.1.3 Niveaumessungen

Flüssigkeitsstandanzeiger zur örtlichen Anzeige Messprinzip: direkte Höhenanzeige oder Höhenanzeige eines Schwimmers, der auf der Flüssigkeit schwimmt, z. T. mit magnetischer Übertragung auf eine Anzeigeleiste mit Klappen oder Kugeln, die die Höhe des Niveaus anzeigen. Erforderliche Angaben: Höhe des Bezugsgefäßes, Dichte, Anbau (Flanschstutzen und Abstand). Schwimmermethode mit Ausgangssignal 4–20 mA zur Steuerung/Regelung Messprinzip: Der Schwimmerstand wird magnetorestriktiv erfasst. Einbau: a) Die Sonde mit Schwimmer wird durch einen Stutzen von oben in den Behälter eingebaut. Der Behälterstutzen muss groß genug sein für den Schwimmer. b) Ein Bezugsgefäß mit dem Schwimmer wird seitlich an den Behälter angeflanscht. Bezugsgefäß und Stutzen müssen zum Behälter passen.

13.1

Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen

485

Verdrängerverfahren mit Ausgangssignal 4–20 mA zur Steuerung/Regelung Messprinzip: Nach dem Archimedischen Prinzip wird die Auftriebskraft durch die verdrängte Flüssigkeit gemessen. Diese Kraft wird ermittelt und über einen Messumformer weitergeleitet. Einbau: von oben oder mit einem Bezugsgefäß wie beim Schwimmer. Hydrostatische Messung mit Messumformer mit Ausgangssignal 4–20 mA Messprinzip: Gemessen wird der Druck der Flüssigkeitshöhe im Behälter mit einem Trennmembrantransmitter am Boden des Apparats oder Behälters. In Druckbehältern mit Überdruck im Behälter wird der Differenzdruck zwischen der Gasphase oben und der Flüssigkeit unten gemessen, z. B. mit einem Differenzdruckmessumformer, dem sogenannten Ohrenklappentransmitter. Bei Dichteänderungen sind 2 weitere Messumformer zur Ermittlung der Dichte erforderlich. Einbau: geflanscht an Behälterstutzen unten. Potenziometrische Methode mit 2 Sonden oder Sonde und Wand Messprinzip: füllstandsproportionale Potenzialverschiebung auf dem Sondenrohr bei unterschiedlicher Überflutung des Sondenstabs. Nur für leitfähige Medien mit einer Mindestleitfähigkeit von 1 μS. Einbau: durch Stutzen von oben Kapazitive Messmethode Messprinzip: Behälter mit Sonde und Füllgut bilden einen Kondensator, dessen Kapazität abhängig ist von dem Flüssigkeitsstand im Behälter. Gemessen wird die Änderung der Kondensatorkapazität durch die höhere Dielektrizitätskonstante der Flüssigkeit im Vergleich zu Luft. Einbau: durch Stutzen von oben. Ultraschallmessung Messprinzip: Es wird die Laufzeit der von der Flüssigkeitsoberfläche reflektierten Schallimpulse gemessen. Der Abstand wird über die Zeit des Echos ermittelt. Die Messung basiert auf der Schallgeschwindigkeit der Luft (331 m/s), die temperaturabhängig ist. Deshalb ist die Messung nur für Temperaturen < 100  C geeignet. Die Gas- bzw. Dampfatmosphäre über der Flüssigkeit beeinflusst die Laufzeit, weil sich die Schallgeschwindigkeit in der Gasphase ändert. Nebel und Schaum behindern die Reflexion und schwächen das Signal. Nicht geeignet im Vakuum. Einbau: durch Stutzen von oben. Einbauten stören die Messung: Rührer, Bleche, Rohre, Leitern, Stromstörer.

486

13 Mess- und Regeltechnik

Radar- bzw. Mikrowellenmessung Messprinzip: Gemessen wird die Laufzeit von Mikrowellenimpulsen, die von der Flüssigkeitsoberfläche reflektiert werden. Die Messung basiert auf der Lichtgeschwindigkeit von 300.000 km/s und wird nicht beeinflusst durch die Temperatur und die Gasatmosphäre über der Flüssigkeit, aber für eine zuverlässige Messung muss ein ausreichend starkes Signal reflektiert werden. Beim FMCW-Radar geht Energie durch die Streuung in der Luft verloren. Einige Medien, z. B. Flüssiggas oder Heizöl, absorbieren mehr Energie als sie reflektieren. Einbauten stören die Messung nicht. Messverfahren: a) Puls-Laufzeit-Verfahren mit der Echo-Zeit-Ermittlung b) FMCW-Radar mit Spitzantenne und Frequenzmodulation c) Geführte Mikrowellenmethode mit einer Sonde als Wellenleiter (Guided Wave Radar) mit TDR-Messung ¼ Time Domain Reflectrometry Beim geführten Radar wird das Signal über die Sonde auf die Flüssigkeit geleitet. Dadurch geht weniger Energie verloren. Man erhält ein besseres Signal und weniger Falschmeldungen. Zusammen mit einer Schwimmeranzeige als redundante Messung geeignet. Radiometrische Messung von außen Messmethode: Gemessen wird die unterschiedliche Absorption der γ-Strahlung in Luft und Flüssigkeit. Empfohlene Messanordnung: Stabstrahler mit Punktdetektor mit linearer Höhenanzeige. Erforderliche Anfragedaten für Niveaumessgeräte Messhöhe – Druck – Temperatur – Einbaustutzen für die Montage Stoffdaten: Dichte – Viskosität – Leitfähigkeit – Dielektrizitätskonstante

13.1

Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen

487

Überfüllsicherungen Beim Umgang mit wassergefährdenden Stoffen sind Überfüllsicherungen nach Wasserhaushaltsgesetz WHG bzw. Verordnung über den Umgang mit wassergefährdenden Stoffen AwSV erforderlich. 1. Vibrationssensoren bzw. Schwinggabeln Messprinzip: Beim Eintauchen der Schwinggabel in Flüssigkeit wird die Schwingung gedämpft.

488

13 Mess- und Regeltechnik

2. Kaltleiter Messprinzip: Beim Eintauchen des Sensors in die Flüssigkeit wird die Wärme besser abgeleitet. Dadurch ändert sich der elektrische Widerstand. Die Änderung wird gemessen. 3. Faseroptische Sensoren Messprinzip: Die Sensoren sind Sender und Empfänger für IR-Strahlen. Beim Eintauchen in die Flüssigkeit ändert sich die Brechungszahl. 4. Konduktive Messung für leitfähige Medien Messprinzip: Beim Eintauchen in die Flüssigkeit wird ein Stromkreis geschlossen. 5. Kapazitive Messung Messprinzip: Beim Eintauchen in die Flüssigkeit ändert sich die Dielektrizitätskonstante und die Kondensatorkapazität. 6. Ultraschall Messprinzip: Durch die Flüssigkeit zwischen Sender und Empfänger ändert sich die Schallkopplung, die in der Flüssigkeit viel größer ist. 7. Schwimmerschalter Messprinzip: Durch die ansteigende Flüssigkeit wird der Schwimmer angehoben und ein Schaltvorgang ausgelöst. Alternativ kann der Schwimmerstand magnetisch auf eine Reedkontaktleiste übertragen werden.

8. Hydrostatisch Messprinzip: Bei ansteigendem Niveau erhöht sich der Druck der Flüssigkeitssäule. Beim Maximaldruck wird ein Druckschalter betätigt.

13.1

Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen

489

Erforderliche Anfragedaten • • • • • •

Medium mit Stoffdaten: Dichte, Viskosität etc. Druck und Temperatur Ex-Schutz-Kategorie für Zone 0 (1G) oder Zone 1 (1/2 G) Zweileiterschaltung 24 V DC mit kontinuierlichem Signalausgang 4–20 mA Code: ATEX 95a, DGRL, WHG, EMV-Richtlinie und NAMUR NE 43 Jährlich wiederkehrende Prüfung und Anlagendokumentation gemäß AwSV für wassergefährdende Stoffe

13.1.4 Durchflussmessungen Drosselgeräte mit der Messung des Wirkdrucks Messprinzip: Die Druckdifferenz in einer Drosselstelle ist proportional zur Strömungsgeschwindigkeit. Die genormten Drosselgeräte sind in Abb. 13.1 dargestellt, die Staudrucksonde in Abb. 13.2. Die Druckentnahme zur Erfassung des Wirk- bzw. Differenzdrucks wird in Abb. 13.3 gezeigt. Messverfahren: Normblende – Normdüse – Venturirohr – Staudrucksonde (extrem niedriger Druckverlust). Der bleibende Druckverlust nimmt ab mit größerem Öffnungsverhältnis. Wegen der quadratischen Abhängigkeit ist nur ein 3/1-Messbereich möglich. Abb. 13.1 Normblenden

a v

Blende p1

b

p2

v

Düse p2

p1

c v

Venturidüse (kurz) p1

p2

490

Abb. 13.2 Staudrucksonde

Abb. 13.3 Normblenden mit verschiedenen Druckentnahmen

13 Mess- und Regeltechnik

13.1

Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen

Genauigkeit: 1–3 %

491

Mindest-Reynoldszahl 10.000

Beruhigungsstrecken: Vor der Messung 20  d, nach der Messung 5  d. Hoher Druckverlust an Normblenden und Normdüsen. Schwebekörpermessverfahren mit linearer Anzeige 10/1 Messprinzip: In einem vertikalen konischen Rohr wird ein Schwebekörper angehoben. Die Höhe des angeströmten Schwebekörpers ist ein Maß für den Volumendurchsatz. Die Messung ist unabhängig von Dichte, Temperatur und Viskosität (< 200 mPas) Nachteile: senkrechter Einbau. Bei einem Stoß beim plötzlichen Anfahren kann der Schwebekörper oben hängenbleiben. Nicht für feststoffhaltige Medien geeignet. Vibrationen stören die Anzeige. Genauigkeit: 0,75–2 %.

Dralldurchflussmesser mit linearer Anzeige 20/1 Messprinzip: Durch einen Drallkörper ähnlich einem Turbinenrad wird das axial strömende. Fluid in Rotation versetzt. Dadurch werden Wirbel erzeugt. Die Frequenz der Wirbel ist proportional dem Durchfluss. Genauigkeit: 0,5 %

Mindest-Reynoldszahl 10.000

Beruhigungstrecke: vor der Messung 3  d Magnetisch-induktive Messung (MID) mit linearer Anzeige Messprinzip: Die leitfähige Flüssigkeit durchströmt ein Magnetfeld. Dadurch wird eine Spannung induziert proportional zu der Strömungsgeschwindigkeit. Diese Spannung wird an 2 gegenüberliegenden Elektroden senkrecht zu den magnetischen Feldlinien abgegriffen. Nur geeignet für Flüssigkeiten mit einer Leitfähigkeit > 5 μS, nicht für Gase und Dämpfe.

492

13 Mess- und Regeltechnik

Vorteile: • Messung unabhängig von Dichte und Viskosität • Geeignet für verschmutzte und zähflüssige Flüssigkeiten • Geringe Druckverluste Genauigkeit: 0,5–1 % Beruhigungsstrecken Vor der Messung 5  d, nach der Messung 2  d

Wirbeldurchflussmesser mit linearer Anzeige 15/1 Messprinzip: Hinter einem Wirbelkörper wird die Frequenz der Wirbelung gemessen. Die Frequenz ist proportional zur Strömungsgeschwindigkeit. Wirbelkörper: Trapezoid. Frequenzmessung über Temperaturänderung (Thermistor), Druckänderung, mechanische Schwingung mit Dehnungsmessstreifen, Piezosensor, Kondensatorsensor. Nachteile: • Durchmesser von mind. 15 mm bis maximal 400 mm • Fehlerhafte Anzeigen bei zu geringem Durchfluss, Zweiphasenströmungen und Feststoffablagerungen Vorteile: • Geeignet für Flüssigkeiten, Gase, Dämpfe mit weitem linearen Anzeigebereich Genauigkeit: 1 %

Mindest-Reynoldszahl 10.000

Beruhigungsstrecken: Vor der Messung 15  d, nach der Messung 5  d

13.1

Messgeräte zur Kontrolle verfahrenstechnischer Anlagen

493

Ultraschallmessung mit 10/1 linearer Anzeige Messprinzip: Die Schallgeschwindigkeit ist eine stoffspezifische Größe, die bei einem strömenden Fluid überlagert wird von der Strömungsgeschwindigkeit. Die Zeit für Schallimpulse vom Piezosender zum Schallempfänger ändert sich mit der Strömungsgeschwindigkeit. Der Mitführungseffekt durch die Strömung wird gemessen. Messmethoden: Laufzeit- oder Doppler-Verfahren. Unterschiedliche Frequenzen für Flüssigkeiten und Gase. Inline-Systeme mit Ultraschallwandlern in dem Fluid mit 0,5 % Genauigkeit. Clamp-on-Systeme mit außen auf die Rohrwand aufgeklemmten Ultraschallwandlern mit 2 % Genauigkeit. Vorteile: • Kein Einbau • Nachträgliche Installation möglich • Wenig Druckverlust Beruhigungsstrecken: Vor der Messung 15  d, nach der Messung 5  d Coriolis-Masse-Durchflussmessung mit großem linearen Anzeigebereich 100/1 Messprinzip: Bei Massedurchfluss überlagert sich die Schwingungs- bzw. Drehbewegung des Messrohrs mit der geraden Bewegung der strömenden Masse. Das Messrohr schwingt immer mit der Resonanzfrequenz. Wenn sich der Massestrom ändert, regelt sich die Erregerfrequenz automatisch nach. Die Arbeitsfrequenz ist somit eine Funktion von Masse und Dichte. Ausführung: Einrohr- und Zweirohrausführung. Vorteile: • Hohe Messgenauigkeit: 0,1 % für Flüssigkeiten, 0,5 % für Gase • Keine Ein- und Auslaufstrecken, geeignet für Flüssigkeiten und Gase und zur Dichtemessung

494

13 Mess- und Regeltechnik

Nachteile: • • • •

Hoher Preis Druckverlust Rohrdurchmesser bis 150 mm Vibrationsempfindlichkeit

Thermische Massendurchflussmessung Messprinzip: Bei gleicher Heizleistung ist die Temperaturänderung proportional dem Durchfluss. Ausführungsformen: Hitzdraht-Anemometer oder Einsteck-Messgeräte. Vorteile: • Großer Messbereich 1 : 150 • Kaum Druckverlust • 1 % Genauigkeit Nachteile: • Weniger geeignet für Flüssigkeiten wegen der hohen spezifischen Wärmekapazität • Fehler bei Änderung der Prozesstemperatur Erforderliche Anfragedaten • Medium mit Stoffdaten: Dichte, Viskosität, Dielektrizitätskonstante, elektrische Leitfähigkeit

13.2

• • • • • •

Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen

495

Maximaler und minimaler Durchsatz (m3/h oder kg/h) Druck, Temperatur, Werkstoff, Verschmutzungen Durchmesser der Rohrleitung und vorgesehener Ein- bzw. Anbau Ex_Schutz Kategorie für Zone 0 (1G) oder Zone 1 (1/2 G) Zweileiterschaltung 24 V DC mit kontinuierlichem Signalausgang 4–20 mA Code: ATEX 95a, DGRL, WHG, EMV-Richtlinie und NAMUR NE 43

13.2

Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen

Mit den folgenden Beispielen wird gezeigt, wie man in der Praxis die verschiedenen physikalischen Größen Druck, Temperatur, Füllstand und Durchfluss in den Produktionsanlagen regelt. Die Wirkungsweise von P-, PI-, PD- und PID-Reglern und die Optimierung der Regelstrecken wird in der Literatur ausführlich behandelt [1].

13.2.1 Druckregelung Es soll der Druck vor dem Ventil konstant gehalten werden. Das ist wichtig, wenn mehrere Verbraucher mit unterschiedlichem Druckverlust von der Hauptleitung gespeist werden müssen, z. B. in Heiz- oder Kühlsystemen. Der Druck muss so hoch gehalten werden, dass auch der Verbraucher mit dem höchsten Druckverlust ausreichend Warmwasser oder Kaltwasser erhält (Abb. 13.4). Das Regelventil wird nur so weit geöffnet, dass der Druck hinter dem Ventil gehalten wird, z. B. bei Erdgas-, Dampf- oder Inertgasleitungen (Abb. 13.5). Der Druck muss für die angeschlossenen Verbraucher abgesenkt werden, weil die angeschlossenen Apparate und Behälter nicht für den hohen Druck ausgelegt sind (Abb. 13.6, 13.7 und 13.8). Abb. 13.4 Druckhalteregelung mit einem Überströmventil

Abb. 13.5 Reduzierregelung zur Absenkung des Druckes

PIC

PIC

496

13 Mess- und Regeltechnik

Abb. 13.6 Prozessbedingte Entspannungsregelung zur Absenkung des Drucks von 6 bar in der Kolonne auf 1 bar im Separator

Abb. 13.7 Regelung des Kondensationsdrucks im Kondensator bei der Wasserdampfkondensation im Temperaturbereich unter 100  C im Vakuum

13.2

Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen

497

(1) Abgas (2)

Gasballast

M PC

(3) Vakuum

TC

Abb. 13.8 Druckregelung an einer Vakuumpumpe [2]

Dampf

ΔP

LC

Abb. 13.9 Differenzdruckgeregelte Dampfbeheizung eines Kolonnen-Reboilers

13.2.2 Differenzdruckregelung Die Belastung von Destillationskolonnen wird häufig über den Differenzdruck geregelt (Abb. 13.9 und 13.10)

498

Abb. 13.10 Differenzdruckgeregelte Blasendestillation [3]

13 Mess- und Regeltechnik

13.2

Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen

499

13.2.3 Temperaturregelung Durch den Druckverlust im Regelventil wird der Dampfdruck und somit die Kondensationstemperatur des Dampfes abgesenkt. Dadurch wird die treibende Temperaturdifferenz zwischen Heizdampf und aufzuheizendem Produkt verringert (Abb. 13.11, 13.12).

Abb. 13.11 Temperaturregelung durch Dampfdruckabsenkung

GAS T2

TIC

Dampf PIC

LS

H2O M T1

Abb. 13.12 Dampfbeheizung mit Temperatur- und Vakuumregelung [2]

500

13 Mess- und Regeltechnik

Abb. 13.13 Temperaturregelung durch Kondensatablaufregelung

In Abb. 13.13 wird das Aufheizen durch das Fluten der Fläche des Wärmetauschers geregelt. Zum wechselweisen Heizen und Kühlen, z.B. von Rührbehältern, installiert man Temperierstationen (Abb.13.14)

13.2

Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen –

501

15 –

T2 TIC

a

TI

RV2

RV1 W1

W3

P

W2 P T1

b T2 TIC TI

E RV2

t1

RV1 B

W1

W3 W2

2

P

1

t2 T1

TMisch

c

TIC

T2 tMisch W2

W1

TIC

RV1 VB W3

P

t2 T1

Abb. 13.14 Temperierstationen zum Heizen und Kühlen [2]

13.2.4 Niveauregelung Einige Beispiele für Niveauregelungen werden in den Abbildungen 13.15, 13.16 und 13.17 gegeben

502

13 Mess- und Regeltechnik

Abb. 13.15 Niveauregelung an einer Pumpenvorlage

Abb. 13.16 Niveauregelung an einer Waschkolonne für das Ausschleusen des beladenen Waschmittels [4]

13.2

Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen

13.2.5 Durchflussmengenregelung In den Abb. 13.18 – 13.21 werden Beispiele für Durchflussmessungen gezeigt

Abb. 13.17 Niveauregelung an einem Separator zur Gas-/Flüssigkeitstrennung

Abb. 13.18 Durchflussmengenregelung für eine Kreiselpumpe

503

504

13 Mess- und Regeltechnik

Abb. 13.19 Durchflussmengenregelung an einer Verdrängerpumpe beladenes Strippgas FIC TI

TI

LIS

Dampf

PDIRA

Luft Dampf

LICA PI

FICA

TI

gereinigte Flüssigkeit QIRA

Abb. 13.20 Einsatzmengenregelung für eine Strippkolonne [3]

Einsatz

13.2

Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen

505

Gas ΔPRV

FIC

Wasser

TI

ΔPWT

HD Gas

TI

HSoug

M

HDruck

HS

M

Abb. 13.21 Messung und Regelung der Umpumprate an einer Waschkolonne [5]

13.2.6 Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen Die Steuerung ist in diskontinuierlich arbeitenden Prozessen Voraussetzung für den aufgabengerechten Ablauf der einzelnen Produktionsschritte. Die Wirkungsweise und die Auswahlkriterien für verbindungs- und speicherprogrammierbare Steuerungen werden in [1] behandelt. Im Folgenden sind einige Beispiele für Prozesse mit Steuerungen dargestellt (Abb. 13.22, 13.23 und 13.24).

506

13 Mess- und Regeltechnik

Abb. 13.22 Rührreaktor mit SPS-Steuerung [1] Programmablauf: Inertisieren des Rührbehälters Dosieren von Komponente 1 þ 2 Rühren zum Homogenisieren Heizen auf die Reaktionstemperatur Zugabe von Komponente 3 Homogenisieren Kühlen des Produkts Abpumpen des Produkts

13.2

Regeln und Steuern von verfahrenstechnischen Prozessen

Abb. 13.23 Rührkesselreaktor mit SPS-Steuerung [1] für Dosieren von Komponenten

507

508

13 Mess- und Regeltechnik

Abb. 13.24 Methanoldämpferückgewinnungsanlage mit SPS-Steuerung für die Adsorber zum wechselweisen Adsorbieren und Regenerieren [4]: Inertisieren – Aufheizen – Evakuieren – Vakuum brechen – Kühlen

Literatur 1. Strohrmann, G.: Automatisierung verfahrenstechnischer Prozesse. Oldenbourg, München (2002) 2. Nitsche, M.: Wärmetausch-Fibel II. Vulkan, Essen (2013) 3. Nitsche, M.: Kolonnen-Fibel. Springer, Berlin (2015) 4. Nitsche, M.: Abluft-Fibel. Springer, Berlin (2015) 5. Nitsche, M.: Rohrleitungs-Fibel, 2. Aufl.. Vulkan, Essen (2016)

Stoffdaten

14

14.1 Kalorische und kritische Daten und thermophysikalische Stoffdaten von Lösemitteln bei 20
C Dichte von Flüssigkeiten Spezifische Wärmekapazität von Flüssigkeiten Spezifische Wärmekapazität von Gasen Wärmeleitzahl von Flüssigkeiten Wärmeleitzahl von Gasen/Dämpfen Dynamische Viskosität von Flüssigkeiten Dynamische Viskosität von Gasen/Dämpfen Oberflächenspannung Dampfdruck Verdampfungsenthalpie 14.2 Thermophysikalische Stoffdaten im Temperaturbereich von 0
C–200
C (im Internet) 14.3 Antoine-Werte für die Dampfdruckberechnung (mbar) 14.4 Azeotrope Gemische von Lösemitteln mit Wasser 14.5 Quellen für Stoffdaten

Elektronisches Zusatzmaterial: Die Online-Version dieses Kapitels (https://doi.org/10.1007/978-3662-58955-7_14) enthält Zusatzmaterial, das für autorisierte Nutzer zugänglich ist. # Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7_14

509

Formel Molmasse Siedepunkt Δhv am Siedepunkt krit. Temperatur krit. Druck Physikalische Stoffdaten bei 20
C Dichte von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Gasen Wärmeleitzahl von Flüssigkeiten Wärmeleitzahl von Gasen/Dämpfen Dyn. Viskosität von Flüssigkeiten Dyn. Viskosität von Dämpfen Oberflächenspannung Dampfdruck Verdampfungsenthalpie

Tab. 14.1.1 Kalorische und kritische Daten

626 2,292 1,648 0,1090 0,0146 0,232 6,610 16,0 0,565 370,3

kg/kmol C kJ/kg K bar kg/m3 kJ/kg K kJ/kg K W/m K W/m K mPas mikroPas mN/m bar kJ/kg




n-Pentan C5H12 72,151 36,1 357,7 469,66 33,69 659 2,232 1,636 0,1214 0,0131 0,311 6,159 18,4 0,162 368,8

420 n-Hexan C6H14 86,178 68,7 334,9 507,79 30,42 684 2,221 1,630 0,1244 0,0120 0,415 5,560 20,4 0,047 368,3

135 n-Heptan C7H16 100,205 98,4 316,7 541,23 27,74 778 1,773 1,236 0,1245 0,0108 0,969 6,924 25,3 0,104 394,9

390 Cyclohexan C6H12 84,162 80,7 356,1 553,60 40,75 878 1,710 1,034 0,1437 0,0107 0,639 7,362 28,9 0,100 436,6

10 Benzol C6H6 78,114 80,1 393,7 562,01 49,01 867 1,685 1,108 0,1324 0,0114 0,588 6,872 28,5 0,029 415,9

20 Toluol C7H8 92,141 110,6 360,8 591,75 41,26

867 1,714 1,182 0,1301 0,0106 0,681 6,319 29,2 0,010 400,0

60 Ethylbenzol C8H10 106,170 136,2 336,8 617,05 36,13

510 14 Stoffdaten

Formel Molmasse Siedepunkt Δhv am Siedepunkt krit. Temperatur krit. Druck Physikalische Stoffdaten bei 20
C Dichte von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Gasen Wärmeleitzahl von Flüssigkeiten Wärmeleitzahl von Gasen/Dämpfen Dyn. Viskosität von Flüssigkeiten Dyn. Viskosität von Dämpfen Oberflächenspannung Dampfdruck Verdampfungsenthalpie

Tab. 14.1.2 Kalorische und kritische Daten 70 p-Xylol C8H10 106,168 138,4 339,8 616,25 35,11 860,6 1,674 1,170 0,1309 0,0078 0,646 6,186 28,5 0,009 401,7

kg/kmol
C kJ/kg K bar kg/m3 kJ/kg K kJ/kg K W/m K W/m K mPas mikroPas mN/m bar kJ/kg 791,5 2,507 1,366 0,2014 0,0152 0,582 9,429 22,5 0,130 1177,6

150 Methanol CH3OH 32,042 64,5 1102,0 513,38 82,16 790,2 2,512 1,401 0,1695 0,0147 1,171 8,690 22,5 0,059 925,9

170 Ethanol C2H5OH 46,070 78,2 850,0 513,90 61,48 804,5 2,360 1,413 0,1571 0,0140 2,203 7,425 23,7 0,020 808,0

180 n-Propanol C3H7OH 60,100 97,2 696,9 536,75 51,75 786,5 2,562 1,474 0,1366 0,0145 2,329 7,549 21,5 0,042 769,9

310 Isopropanol C3H8O 60,100 82,2 677,2 508,25 47,62 809,3 2,358 1,431 0,1540 0,0157 2,913 6,802 25,0 0,006 716,6

300 n-Butanol C4H10O 74,120 117,8 585,3 563,05 44,23

801,4 2,403 1,473 0,1328 0,0141 3,974 7,161 22,9 0,010 698,1

125 Isobutanol C4H10O 74,120 107,9 564,0 547,75 43,00

14 Stoffdaten 511

Molmasse Siedepunkt Δhv am Siedepunkt krit. Temperatur krit. Druck Physikalische Stoffdaten bei 20
C Dichte von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Gasen Wärmeleitzahl von Flüssigkeiten Wärmeleitzahl von Gasen/ Dämpfen Dyn. Viskosität von Flüssigkeiten Dyn. Viskosität von Dämpfen Oberflächenspannung Dampfdruck Verdampfungsenthalpie

Formel 84,930 39,8 333,9 510,05 60,80

1328,7 1,185 0,598 0,1409 0,1409 0,435 10,318 28,1 0,474 344,2

kg/m3 kJ/kg K

kJ/kg K

W/m K

W/m K

mPas

mikroPas

mN/m bar kJ/kg

450 Methylenchlorid CH2Cl2

kg/kmol C kJ/kg K bar




Tab. 14.1.3 Kalorische und kritische Daten

27,3 0,211 265,0

10,084

0,567

0,1185

0,1185

0,547

1493,1 0,948

119,380 61,1 247,5 536,45 55,54

Chloroform CHCl3

720

26,8 0,122 213,1

9,888

0,963

0,1006

0,1006

0,540

1592,7 0,856

153,820 76,7 194,2 556,35 45,60

590 Tetrachlormethan CCl4

31,9 0,082 357,5

8,937

0,830

0,1349

0,1349

0,775

1253,1 1,301

108 1,2Dichlorethan CH2ClCH2Cl 98,960 83,6 323,7 561,60 53,70

29,7 0,078 267,6

9,137

0,578

0,1165

0,1165

0,604

1464,6 0,957

131,390 86,2 242,4 571,05 49,10

136 Trichlorethylen C2HCl3

32,3 0,019 239,2

8,593

0,893

0,1112

0,1112

0,578

1622,8 0,848

165,830 121,0 210,5 620,05 44,90

137 Perchlorethylene C2Cl4

24,7 0,247 539,4

7,187

0,320

0,1626

0,1626

1,265

790,7 2,131

Aceton CH3CO-CH3 58,080 56,1 501,7 508,10 46,92

290

512 14 Stoffdaten

Formel Molmasse Siedepunkt Δhv am Siedepunkt krit. Temperatur krit. Druck Physikalische Stoffdaten bei 20
C Dichte von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Gasen Wärmeleitzahl von Flüssigkeiten Wärmeleitzahl von Gasen/Dämpfen Dyn. Viskosität von Flüssigkeiten Dyn. Viskosität von Dämpfen Oberflächenspannung Dampfdruck Verdampfungsenthalpie 805,9 2,190 1,398 0,1463 0,0098 0,417 7,083 24,5 0,096 482,7

kg/kmol C kJ/kg K bar

kg/m3 kJ/kg K kJ/kg K W/m K W/m K mPas mikroPas mN/m bar kJ/kg

1,447 0,1453 0,0106 0,597 6,212 23,8 0,020 412,6

800,8 2,121

MIBK C6H12O 100,161 116,0 346,9 571,00 32,73

MEK C4H8O 72,110 79,6 441,2 535,55 41,50




573

610

Tab. 14.1.4 Kalorische und kritische Daten

1,101 0,1416 0,0105 2,228 6,828 35,0 0,004 469,8

946,5 1,898

Cyclohexanon C6H10O 98,145 155,3 387,1 653,05 40,00

314

1,022 0,1633 0,0101 1,917 6,731 42,6 0,000 571,6

1028,6 1,757

NMP C5H9NO 99,133 203,6 447,8 721,55 45,20

94

1,582 0,1302 0,0146 0,237 7,414 17,0 0,589 370,1

713,7 2,287

Diethylether C4H10O 74,120 34,5 357,7 466,63 36,51

394

1,513 0,1098 0,0127 0,341 6,762 17,8 0,159 319,5

725,0 2,104

740 Diisopropylether C6H14O 102,177 68,5 287,6 500,05 28,80

1,026 0,1612 0,0112 1,288 12,656 33,7 0,039 424,6

1032,1 1,737

570 1,4Dioxan C4H8O2 88,110 101,4 389,5 587,05 52,08

14 Stoffdaten 513

Formel Molmasse Siedepunkt Δhv am Siedepunkt krit. Temperatur krit. Druck Physikalische Stoffdaten bei 20
C Dichte von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Flüssigkeiten Spez. Wärmekapazität von Gasen Wärmeleitzahl von Flüssigkeiten Wärmeleitzahl von Gasen/Dämpfen Dyn. Viskosität von Flüssigkeiten Dyn. Viskosität von Dämpfen Oberflächenspannung Dampfdruck Verdampfungsenthalpie

Tab. 14.1.5 Kalorische und kritische Daten 309 THF C4H8O 72,107 66,0 415,6 540,15 51,90 886,1 1,700 1,060 0,1213 0,0109 0,481 8,028 27,2 0,173 448,0

kg/kmol
C kJ/kg K bar kg/m3 kJ/kg K kJ/kg K W/m K W/m K mPas mikroPas mN/m bar kJ/kg

934,1 1,909 1,132 0,1555 0,0114 0,377 7,788 25,1 0,229 442,2

230 MeAc C3H6O2 74,080 56,9 411,8 506,55 47,50 900,1 1,925 1,279 0,1455 0,0104 0,455 7,460 23,8 0,098 408,0

400 EtAc C4H8O2 88,110 77,1 366,2 523,20 38,30 883,5 1,921 1,327 0,1364 0,0098 0,730 6,207 25,3 0,011 378,7

410 n-BuAc C6H12O2 116,160 126,0 314,1 579,15 31,10 949,1 2,044 1,260 0,1852 0,0097 0,880 6,027 34,9 0,004 631,2

100 DMF C3H7NO 73,095 151,7 532,9 649,55 44,20 1099,9 1,921 1,130 0,1865 0,0085 2,216 6,266 43,0 0,001 666,2

777 DMSO C2H6OS 78,133 190,9 574,5 729,05 56,50

982,8 1,664 0,973 0,1640 0,0089 0,959 7,269 37,4 0,021 510,5

840 Pyridin C5H5N 79,100 115,2 447,6 620,00 56,30

998,1 4,188 1,867 0,5982 0,0181 1,006 9,722 73,8 0,023 2453,5

110 Wasser H2O 18,015 100,0 2256,6 647,10 220,64

514 14 Stoffdaten

14

Stoffdaten

515

Tab. 14.3 Antoine-Werte für die Dampfdruckberechnung in mbar Wasser Methanol Ethanol Isopropanol n-Butanol i-Butanol Pentan Hexan Cyclohexan Heptan Octan Benzol Toluol Ethylbenzol Xylol Dichlormethan Chloroform Tetrachlorkohlenstoff Trichlorethylen Perchlorethylen Aceton Methylethylketon Methylisobutylketon Cyclohexanon Diethylether Diisopropylether 1,4-Dioxan Tetrahydrofuran Methylacetat Ethylacetat n-Butylacetat

A 8,19625 8,20547 8,32867 9,00279 7,96294 7,32625 7,00126 7,00270 6,97596 7,01880 7,05636 7,00481 7,07581 7,09030 7,11503 7,20480 7,07959 6,96577 6,64321 7,75380 7,241644 7,18806 6,797224 7,595004 7,109224 6,974034 7,556054 7,119654 7,189744 7,226294 7,152954

B 1730,63 1582,270 1642,890 2010,33 1558,190 1157,000 1075,78 1171,530 1206,470 1264,370 1358,800 1196,760 1342,310 1429,550 1353,43 1138,91 1170,966 1177,910 1018,603 1803,96 1210,596 1261,340 1168,408 1832,200 1090,64 1139,34 1554,679 1202,29 1157,63 1244,95 1368,50

C 233,426 239,700 230,3 252,636 196,881 168,27 108 233,205 224,366 223,136 216,640 209,855 219,161 219,187 213,767 215,310 231,45 40 226,232 220,576 192,731 258,976 229,664 221,969 191,944 244,200 231,20 231,742 240,337 226,254 219,726 217,881 204,00

Siedep. (
C) 100 64 78 82 118 36,1 69 80,7 98,4 80 110 136 138 61 76 87 121 56 80 116 156 34,5 68 101 66 57 77 126

516

14 Stoffdaten

Tab. 14.4 Azeotrope Konzentrationen von Lösemittel mit Wasser Komponente Kohlenwasserstoffe n-Pentan (C5H12) n-Hexan (C6H14) n-Heptan (C7H16) Cycclohexan (C6H12) Benzol (C6H6) Toluol (C7H8) Xylol (C8H10) Alkohole Ethanol (C2H6O) n-Propanol (C3H8O) Isopropanol (C3H8O) n-Butanol (C4H10O) Chlorierte Kohlenwasserstoffe Dichlormethan (CH2Cl2) Chloroform (CHCl3) 1,2-Dichlorethan (C2H4Cl2) Trichlorethylen (C2HCl3) Perchlorethylen (C2Cl4) Ketone Methylethylketon (C4H8O) MIBK (C6H12O) Cyclohexanon (C6H10O) Ether Diethylether (C4H10O) Disopropylether (C6H14O) 1,4-Dioxan (C4H8O2) Tetrahydrofuran (C4H8O) Ester Methylacetat (C3H6O2) Ethylacetat (C4H8O2) Butylacetat (C6H12O2) Verschiedene Pyridin (C5H6N) Acetonitril (C2H3N) Furfuraldehyd (C5H4O2)

Azeotroper Siedepunkt (
C)

Wasseranteil (Gew.-%)

35 62 79 70 69 84 93

1 6 13 8 9 18 37

78 87 80 93

4 29 12 42

38 56 72 73 88

1 3 8 6 16

73 88 96

11 24 55

34 62 88 64

1 5 18 4

56 70 90

5 8 27

94 76 98

43 16 35

14

Stoffdaten

517

Tab. 14.5 Weitere Quellen für Stoffdaten 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9.

Dortmunder Datenbank DDBST Dechemadatenbanken: www.dechema.de þ chemsafe DIPPR 801: www.aiche.org/dippr www.ppds.co.uk NIST Chemistry Webbook VDI-Wärmeatlas, 11. Auflage, Springer Verlag 2013 Carl L.Yaws “Physical Properties”, Mcgraw-Hill 1977 Ian M.Smallwood “Solvent Recovery Handbook”, 2. edition, CRC Press 2002 J. Gmehling et al. “Azeotrope Daten in CRC Handbook of Chemistry and Physics, CRC Press 2004

Stichwortverzeichnis

A Abkühlung Leitung, durchströmte 210 Abkühlzeit 308 Berechnung bis zum Erstarrungspunkt 211 Ablauf der Arbeiten auf der Baustelle 69 Ableiter Bimetall- 205 thermischer 205 thermodynamischer 205 Abluftreinigungsverfahren 461 Abluftstrom mit geringen Lösemittelkonzentationen 461 Abluftstrom mit hohen Lösemittelkonzentationen 468 Absalzmenge (A) 116 Absorption 30 Anlagen 475 wasserlöslicher Komponenten 463 Absorptionsanlage Fließbild 442, 449 Absorptionskolonne 441 Gleichgewichte 441 Absperrklappe mit pneumatischem Antrieb und Magnetventil 200 Abtriebslinie 421 Abtriebssäule 424 Adsorberanlage 476 Adsorption 464 Adsorptionsanlage mit Luftstripper für die Wasserreinigung 465 Adsorptionsisotherme von Pentan bei verschiedenen Temperaturen 466

Aktivität für das Arbeitspaket Pumpenbeschaffung 6 Verrohrung 7 Wärmetauscherbeschaffung 6 Anfrageformular 56 Anfrage für 54 Montagearbeiten und Bestellung 68 Verrohrungsarbeiten 73 Anfrageskizze für eine Kolonne mit Stutzen und Stutzenstellungen 57 für einen Adsorber 55, 58 Anfragespezifikation 54 für Kreiselpumpen 57 Angebotsvergleich 57 Anlage, überwachungsbedürftige Gesetze 18 Verordnungen 18 Annuitätsmethode 46 Antriebsauswahl 199 Arbeit, elektrische für das Pumpen von Wärmträgern 103 Arbeitskapazität 228 Armatur 194 Auswahl 198 Automatisierung 199 Atmungsemission aus einem Lagertank 28 Aufheizzeit 307 Aufladung des Benzins, elektrostatische 74 Aufstellungsplan für eine Fraktionieranlage 34 Auftragsverfolgung 67 Ausdehnungsgefäss 227

# Springer-Verlag GmbH Deutschland, ein Teil von Springer Nature 2020 M. Nitsche, Nitsche-Planungs-Atlas, https://doi.org/10.1007/978-3-662-58955-7

519

520 Ausdehnungsvolumen bei Erwärmung 226 Auslegung verfahrenstechnische mit Betriebsmittelbedarf 29 B Basic Engineering 1 Batch-Prozess 291 Befüllemission 28 Beheizung isotherme 305 mit flüssigen Wärmeträgern 85 Beheizungssystem mit Dampf oder organischen Wärmeträgern 77 Beipassströmung 322 Beirohrbeheizung 215 Benzindampfrückgewinnung durch kalte Wäsche 471 mit Membran 473 Berechnung des internen Zinsfußes r für den Cash Flow 50 des mittleren Zinssatzes im für die Nutzungsdauer 47 Berstscheibe 204 Beschaffungsablauf für Druckgeräte nach DGRL 22 Bestellung 57, 64 Betriebskennlinie erforderliche für die Anlagenplanung 284 von drei Regelventilen mit linearen und gleichprozentiger Grundkennlinie 282 Betriebskosten einer Anlage 47 Betriebskostenvergleich für 2 angebotene Verdichter 129 Betriebspunktverschiebung durch den Druckverlust im Regelventil 249 Bilanzlinie der Absorption 446 Desorption 448 Blasendestillation 498 diskontinuierliche 32, 431 Fließbild 438 mit konstantem Rücklaufverhältnis 433 mit konstanter Destillatkonzentration 434 Blasenrektifikation 431

Stichwortverzeichnis Blasenstripper 431, 437 McCabe-Thiele-Diagramm 440 Bodenzahlbestimmung 422, 423, 425, 427, 430, 447 Absorption 446 Desorption 446 grafische nach McCabe-Thiele 420 Boden zu Boden nach Mcabe-Thiele 437 Brennstoff-Luft-Gemisch 27 C Calciumkarbonat 93 Löslichkeit in Abhängigkeit von der Temperatur 114 Calciumsulfat Löslichkeit in Abhängigkeit der Temperatur 114 Checkliste Verrohrung 234 Coriolis-Masse-Durchflussmessung 493 CR (Kapitalrückflusfaktor) 46 D Dampfbeheizung 77 Dampfdruck 412 Dampf-Flüssigkeits-Gleichgewicht 415 Dampfkessel 19, 89 Dampfkesselanlage Optimierung 95 Dampfregelung 79, 81 Dampfstrahlpumpe 170 Dampf- und Thermalölbeheizung im Vergleich 87 Desorption 30 von Adsorbern 466 Desorptionskolonne 441, 454 Destillatausbeuteverbesserung 434, 435 Destillationsanlage 30 Destillationszeit 437 Destillierblase mit Verstärkungskolonne 432 Detailarbeiten, ingenieurmäßige 67 Detail Engineering 3 Differentialkondensation 375 Differenzdruckmessumformer mit Ausgangssignal 483 Differenzdruckregelung 497 Direktkondensator 471 für die Brüdenkondensation 157

Stichwortverzeichnis Discounted Cash Flow (DCF) 50 Doppelmantel mit Spiralblechen 300 Drehmomemtenverlauf von Klappe und Antrieb 201 Drehschieberpumpe ölgeschmierte 165 Drehzahlregelung von Kreiselpumpen 250 Drosselregelung von Kreiselpumpe 249 Druck Absenkung des statischen 188 Druckbehälter Einstufungssystematik 20 Druckgas-Spülung 147 Druckhalteregelung mit einem Überströmventil 495 Druckluftanlage Planung einer 128 Druckluftdurchsatz 275 Drucklufterwärmung 132 Druckluftkompressor Auswahl 129 Druckluftleitung Druckverlustberechnung 133 Drucklufttrocknung 134 Druckluftversorgung 128 Druckmessumformer 482 Druckmessung 482 Druckmittler 482 Druckregelung an einer Vakuumpumpe 497 Druckstossberechnung 232 Druckverlust 132, 177 Berechnung 335 Berechnungsblatt 181 mantelseitiger 348 in Rohren 134 rohrseitiger 347 in Rohrbündelwärmetauschern 347 Durchflussfunktion Berechnung 221 Durchflussmengenregelung 503 an einer Verdrängerpumpe 504 für eine Kreiselpumpe 503 Durchflussmessung 489 Durchsatzbeschränkung Verengung 220

521 E EG-Einzelprüfung 20 EG-Richtlinie 2014/68EU 21 Eindickungszahl (C) 116 Einsatzmengenregelung für eine Strippkolonne 504 Einsparung (E) 46 Energiebedarf Gaskompression 194 Enthärtung 93 des Zusatzwassers 116 Entspannungsregelung 496 Entspannungsverdampfung 380 Equipment-Liste 33 Erhitzer für organische Wärmeträger 99 Ermittlung der Gesamtkosten für eine Kunstharzanlage 41 der Jahreskosten für die beiden Maschinen mit dem Kapitalrückflußfaktor CR 49 des Kapitalwerts der Betriebskosten mithilfe des PW-Faktors 49 der Kosten für die Grundausrüstung einer Kunstharzanlage 40 Evakuierungszeit 149 Expansionsfaktor (Y) 273 Explosionsgefahr 142 Explosionsgrenze obere 17 untere 17 Explosionsgruppe 26 Explosionspunkt (UEP) 16 Explosionsschutz 142 Explosionsschutzdokument 27 Ex-Schutz-Armatur 205 F Fallfilmverdampfer 386, 391, 393 Feststoffauflösung 290 Feuchtluftkühler 120 Fließbild 40, 67 Flüssigkeit, brennbare Abfüllung 24 Lagerung 24 Flüssigkeitsausdehnung bei Erwärmung 231

522 Flüssigkeitserwärmung Druckaufbau 231 Flüssigkeitshöhe, erforderliche 217 Flüssigkeitskreislauf geschlossener mit Expansionsbehälter 228 offener mit Gaspolster 225 offener mit Gasvolumen 225, 226 Flüssigkeitsringpumpe 165 Durchlaufbetrieb 166 Kreislaufbetrieb 166 Flüssigkeitsstandhöhe zur Vermeidung von Gasmitreißen 218 Förderhöhe 251 Fraktionierkolonne mit Wärmetauschern und Röhrenofen 71 Fraktionierung 409 Füllkörperhöhe, erforderliche 458 Funktions-Terminplan für eine Kolonnenmontage 38 G Gasdurchsatz 219 maximaler im überkritischen Bereich 221 Gaslöslichkeit von CO2 in Wasser 446 Gas- oder Dämpfekapazität 219 Gaspolstervolumen 228 Gasvolumenfraktion in einer Pumpe 246 Gebläse Leistungsbedarf 192 Gefährdungsbeurteilung 19 Gefahrstoff-VO 24 Gegenstromkondensation vertikale in Rücklaufkühlern 362 Gegenwartswert (GW) 129 Geometriefaktor (Fp) 273, 276 Gesamtdruckverlust Formstück 182 Reibung 182 Gleichgewicht nicht idealer Gemische 415 Gleichgewichtsberechnung für ideale kondensierbare Dämpfe 444 nicht ideale kondensierbare Dämpfe 445 Gleichgewichtskurve 421 Großwasserraumkessel 89, 90

Stichwortverzeichnis H Härtegrade von Wasser 115 Halbrohrbeheizung Wärmeübergangszahl 301 Heatless-Trockner-Fliessbild 138 Heizen, instationäres 304 Heizkabelbeheizung 216 Heizleistung 78 Begleitheizsysteme 213 Henry-Koeffizient (H) 443 Henry’sche Gesetz 245 Hexan Explosionspunkt 16 NPSHA-Wert 245 Wärmeübergangszahl 372 Hinweise zur Bestellung 66 I Inbetriebnahme 71 Inertgas 142 Inertisierung eines Behälters 146 Information, geforderte technische 65 Integralkondensation 375 Isolierung 102 K Kälteanlage 31 Kältemittelkühlung durch verdampfendes Kältemittel 126 Kältemittelmenge, umlaufende 127 Kalkablagerung 114 Kalkausfall 74 Kaltwasser 31 Kaltwasserkreislauf 107 Kapitalrückflußfaktor (CR) 46 Kapitalrückflußzeit 42 Kapitalwertmethode 43 Karbonathärte 115 Kavitation 74, 241 Bedeutung 241 Einfluss gelöster Gase 244 Kontrolle 243 Kavitationsgefahr 188 Kennlinie gleichprozentige 281 lineare 281 Kesselspeisewasseraufbereitung 93 Kesselspeisewasserentgasung 93

Stichwortverzeichnis Kettle-Reboiler Dimensionierung 390 Klöpperbodenwandstärke 70 Kolonnenbelastung 426 Kolonnendurchmesser 437 Kondensatablaufregelung 82 für dampfbeheizte Apparate 83 Kondensatableiter 204 Kondensation 468, 472 am vertikalen Bündel im Mantelraum 361 an wassergekühlten Rohren in einem Kopfkondensator 360 eines Mehrstoffgemisches mit Berücksichtigung der Gaskühlung 374 im Mantelraum am horizontalen Rohrbündel 358 in horizontalen Rohren 362, 363 in vertikalen Rohren 361 isotherme 363 mit Inertgas 370 von Mehrstoff- Gemischen 371 Kondensatleitung Dimensionierung 230 Kondensator Bauarten 360 Wärmeübergangszahl 359 Kondensatwirtschaft 94 Korrosion 74, 93 Kostenschätzung 36 Kreiselpumpe Ansaughilfe 253 Drosselung der Drehzahl 248 NPSHA-Wert 255 NPSHR-Wert 255 Probleme 260 Rorhleitungsdimensionierung 254 Kühlen, instationäres 304 Kühlturm 31 geschlossener 110 offener 108 Vor- und Nachteile 118 Kühlturmbilanz 110 Kühlturmkreislauf Zusatzwasserbedarf 118 Kühlung Luft 103 Wasser 103 Kühlwasserkonditionierung 115 Kühlwasserkreislauf 103 kV-Wert-Berechnung 272, 273

523 L Lagertank mit Gaspendelung und Gasometer 12 Leckrate 150 Leistungsbedarf beim Verdichten 130 Gebläse 192 Pumpe 192 Verdichter 192 Leistungsdrosselung im Dampfregelventil 82 Liefermengen-Regelung 139 Lieferspezifikation 55 Lösemittelentsorgung 461, 468 Lösemittelrückgewinnung 463, 468 Löslichkeit Calciumkarbonat 114 Calciumsulfat 114 Luftausströmung überkritische durch einen Stutzen 222 Luftkühler 31, 118 Möglichkieten zur Verbesserung 120 M Mantelheizung 215 mit Halbrohrheizung 298 mit Spiralblechen 298 Wärmeübergangszahl 300 Massendurchflussmessung, thermische 494 Mcabe-Thiele-Diagramm 420 Membrananlage 476 Membrananreicherung 472 Mengenbilanz für die Blasendestillation 436 im Verstärkungs- und Abtriebsteil 428 in der Kolonne 448 Messtechnik 479 Methan Explosionsgrenzen 143 Zündgrenzerweiterung 17 Methanol-Wasser-Gemisch 416 Mikrowellenmessung 486 Mindestbodenzahl 417, 430 Mindestrücklaufverhältnis 417, 418, 430 Mindestssauerstoffkonzentration (SGK) 143 Mindestwaschmittelmenge 450 für eine maximale Temperaturerhöhung 450 Mittlere gewogene Temperaturdifferenz (WMTD) 334 Montagespezifikation 55

524 N Nichtkarbonathärte 115 Niveaumessung 484 Niveauregelung 501 NPSHA-Wert 241 Berechnung 243, 245 NPSHR-Wert 241 Nusseltzahl 340, 341 O Obere Explosionsgrenze (OEG) 143 P Pay-out-Zeit (PA) 42 2-Phasen-Trennung, schlechte 74 Planungsfehler 74 Planung von verfahrenstechnischen Anlagen 1 Present Worth (PW) 45 Primärkreislauf für Thermalölbeheizung 86 Produktabkühlung 209 Produkttemperatur 210, 306 Projektmanagement 4 Propellerrührer 292, 294 Prozess, verfahrenstechnischer Regeln 495 Steuern 495 Prüffrist 29 Pr-Zahl 340, 341 Pumpe 13, 100 Gasvolumenanteil 246 Leistungsbedarf 192 Leistungsbedarf bei Regelung mit Regelventil oder mit Drehzahl 252 Pumpenkennlinie 238 für das Parallelschalten von Kreiselpumpen 240 für Kreiselpumpen in Serie 239 Pumpenliste mit Daten für die Spezifikation 57 Pumpensaughöhe 241 Pumpenvorlage Dimensionierung 224 Pyrometer 481 Q Qualitätskontrolle 67

Stichwortverzeichnis R Radarmessung 486 Reboiler-Kennlinie 407 Regeltechnik 479 Regelventil 266 Auslegung 265, 269 Auswahl 265 Funktionsfliessbild 267 Reibungsdruckverlust 177 Reibungsfaktor 179 Return on Investment (ROI) 42 Reynoldszahl (Re) 179, 181, 340, 341 Riser- und Downcomerdurchmesser 404 Rohrbündel-Verdampfer 385 Rohrbündelwärmetauscher Ausdehnungsmöglichkeit 325 Auswahl 326 Rohrleitung 13, 31, 101 Begleitbeheizung 212 Druckverlustberechnung 179 Einstufungssystematik 20 Eisbildung 212 Produktabkühlung 206, 209 Wärmeverlustberechnung 206 Rohrleitungsdimensionierung 254 Rohrleitungskapazität 187 Rohrleitungskennlinie 181, 238 ROI (Return of Investment) 42 Rücklaufverhältnis (R) 430, 435 Rührbehälter Abkühlzeit 308 Rührbehälteranlage 12, 286 Rührbehälteraussenbeheizung 298 Rührer Leistungsaufnahme 292 Rührerauswahl 285, 290 Rührreaktor mit SPS-Steuerung 506 S Sättigungskonzentration von Lösemitteln in Luft 470 Säurebehandlung 115 Salzlöslichkeit 114 Saughöhe, zulässige 247 Saugleitung Entlüftung 251 Vakuumvorlagen zum Entlüften 254

Stichwortverzeichnis Saugvermögen, erforderliches für die Vakuumdesorption von Adsorbern 158 für eine Kühlung durch Vakuumverdampfung 157 für eine Leckrate 150 für eine Trocknung 156 für Leckluft mit Dämpfen 153 zum Absaugen der Leckrate bei Betriebsdruck 150 zum Absaugen von Inertgasen und Dämpfen 152 zum Evakuieren einer Anlage 149 Schallgeschwindigkeit Berechnung 221, 221 Schnelldampferzeuger 92 Schwimmkopfwärmetauscher 323 Seitenkanalpumpe Kennlinie 238 Sicherheitsventil 203, 204 Speisewasserbehälter mit thermischem Entgaser 94 Spezifikation für Regelventile 57 Spülungsinertisierung 146 Stoff, brennbarer Daten, sicherheitstechnische 15 Daten, umweltrelevante 15 Stoff, wassergefährdender 23 Stripperkolonne 454 Strömung inkompressible 185 kompressible 185 Strömungsgeschwindigkeit 181 Strömungssieden 379 T Tankeinbeulung und Emissionen in die Atmosphäre 74 Tanklager 31 Spezifikation 10 TEMA-Systematik für verschiedene Mantelund Haubenausführungen 326 Temperaturdifferenz LMTD Berechnung 329, 331 Temperatur-Fließbild der optimierten Dampfkesselanlage 97

525 Temperaturklasse 26 Temperaturmessung 479 Temperaturprofil 349 Temperaturregelung 499 Temperaturwirkungsfaktor (F) 331, 332 Temperierstation zum Heizen und Kühlen 501 Terminplanung 36 Thermalöl Wärmeübergangszahl 304 Thermalölbeheizung mit Sekundärkreisläufen 87 Thermalofen 31 Thermische Nachverbrennungsanlage (TNV) 462 Thermistor 481 Thermoelement 480 Thermosiphonverdampfer 381 Trockenluftkühler 125 Trockenluft- und Feuchtluftkühler, kombinierter 122 Trocknungskosten 139 Tropfenabscheidung 31 Tropfenmitreißen 74 U Überfüllsicherung 487 Übergangseinheit, erforderliche 453 Überhitzung Kontrolle 79 Übertemperatur 209 Ultraschallmessung 493 Umlenkblech 323 Umweltschutzbestimmung 27 Undichtigkeit 74 Untere Explosionsgrenze (UEG) 142 V Vakuumanlage 32 Auslegung 148 Vakuum-Drehschieberpumpe 168 Vakuum-Klauenpumpe 167 Vakuumleitung Druckverlust 161 Strömungsgeschwindigkeit, zulässige 159 Vakuumpumpe Auswahl 164

526 Vakuumpumpe (Fortsetzung) Entlastung durch Kondensation 161 Kombination 162 Kondensation von Wasserdampf zur Entlastung 161 Vakuum-Schraubenpumpe 169 Vakuum-Spülung 148 Vakuum-Wälzkolbenpumpe 167 Ventilkennlinie gleichprozentige 280 lineare 280 Verdampferbauart 380 Verdampfungskühlung durch adiabates Verdampfen im Vakuum 125 Verdichter Leistungsbedarf 192 Zwischenkühlung 130 Verdichtung einstufige, Drucklufterwärmung 132 isotherme, Leistungsbedarf 193 zweistufige, Leistungsbedarf 131 Verdrängerpumpe Bauart 262 Verdrängungsinertisierung 146 Verdünnungsinertisierung 146 Verdunstungskühlturm geschlossener 111 offener 109 Vermeidung der Gasansaugung in Flüssigkeitsleitungen 213 Verrohrung Checkliste 234 Verschmutzungsbeiwert 351 Verstärkungslinie 421 Vollast–Leerlauf-Regelung 140 Vorlagendimensionierung 225 W Wärmebedarfsermittlung für die Beheizung 212 Wärmedurchgangswiderstand 312 Wärmedurchgangszahl 311, 349 Berechnung 349, 353 Wärmerückgewinnung 141 Wärmetaucherspezifikation 1 62 Wärmetauscher 31

Stichwortverzeichnis Auslegung 313 Auswahl eines geeigneten 316 Auswahlschema 327 mantelseitige Strömung 339 Rohranordnung 321 rohrseitige Strömung 338 Serienschaltung 333 Temperaturgradient 354 Wärmetauscherspezifikation 57 2 63 Wärmeträgeranlage Ausrüstungsteile 100 für flüssige organische Wärmeträger 97 Wärmeübergangszahl 340, 397 Hexan 372 Wärmeübergangszahlberechnung 300 Wärmeverlust 97, 209 bei verschiedenen Isolierstärken 213 Wäscher 449 Warmwasserkreislauf 108 Waschkolonne für Benzin 2 Wasser Abkühlzeit 126 Ansaughöhe 248 Härtegrad 115 Konzentration, azeotrope 516 Wärmeübergangszahl 300, 302, 304 Wasserausscheidung 2-stufige Verdichtung 136 Wasserbilanz für einen Kühlturm 112 Wasserdampfkessel mit ECO und LUVO 96 Wasserringpumpe mit Gasstrahler 167 Wasserrohrkessel 91 Wasserwäsche Fließbild 454 für ethanolhaltige Abluft mit Fraktionierung zur Abtrennung 453 Wasserwäsche für Acetondämpfe in der Luft 445 methanolhaltige Abluft 451 Wehrablauf Kapazitäten 223

Stichwortverzeichnis Wehrüberlaufhöhe Kontrolle 224 Widerstandsbeiwert (K) 179 Armatur 182 Formstück 182 Widerstandsthermometer 479 Wirbelbrecher 213 Wirtschaftlichkeitsbetrachtung 36, 259 Wirtschaftlichkeitsuntersuchung 42

527 Z Zinsfuss, interner 53 Zündgrenzenerweiterung 144 Zündschutzart 26 Zusatzwasserbedarf 118 Zwangsumlaufverdampfer 383 Zweikreissystem 106 Zwischenkühlung 132