WO2009106174A1 - Wärmetauscher zur erwärmung von temperatur- und verweilzeitempfindlichen produkten - Google Patents

Wärmetauscher zur erwärmung von temperatur- und verweilzeitempfindlichen produkten Download PDF

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WO2009106174A1
WO2009106174A1 PCT/EP2008/066485 EP2008066485W WO2009106174A1 WO 2009106174 A1 WO2009106174 A1 WO 2009106174A1 EP 2008066485 W EP2008066485 W EP 2008066485W WO 2009106174 A1 WO2009106174 A1 WO 2009106174A1
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WO
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heat exchanger
tube bundle
product
tube
tubes
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PCT/EP2008/066485
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Rüdiger CARLOFF
Joachim Heid
Olaf PICKENÄCKER
Original Assignee
Evonik Röhm Gmbh
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F28F9/02—Header boxes; End plates
    • F28F9/026—Header boxes; End plates with static flow control means, e.g. with means for uniformly distributing heat exchange media into conduits
    • F28F9/0263—Header boxes; End plates with static flow control means, e.g. with means for uniformly distributing heat exchange media into conduits by varying the geometry or cross-section of header box
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/16—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged in parallel spaced relation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F13/00—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing
    • F28F13/06—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by affecting the pattern of flow of the heat-exchange media

Definitions

  • the invention relates to a heat exchanger for temperature-sensitive and / or polymerizable products.
  • heat exchangers are known from the literature. Thus, for short residence times z. B. heat exchangers of the plate heat exchanger type or micro heat exchanger.
  • these heat exchangers have the disadvantage that they are only suitable for low-viscosity products due to the narrow flow gaps. For higher viscosity products, the pressure drop across these heat exchangers can be very high.
  • products prone to polymerization such as monomers or polymer syrup, which still contain monomers, there is a risk that the monomers will polymerize in the heat exchanger during operation or at standstill.
  • the removal of polymerized syrup from the plate heat exchangers and micro heat exchangers is very expensive, if not impossible. For high viscosities, especially for several Pas, and high pressures, greater than 10 bar, no plate heat exchangers are offered due to the manufacturing method and the forces occurring.
  • US Pat. No. 1,961,907 describes a tube bundle heat exchanger with helically grooved displacers in the tubes. Due to the helical flow, a particularly effective heat transfer is achieved. Due to the flow of the medium to be tempered within the displacement tube, however, an additional Produces pressure loss and an additional residence time that can be detrimental to the product. Moreover, the complex construction also entails high costs, poor disassembly, and difficult drainability.
  • Heat exchangers which show a low pressure drop even with more viscous products are often z. B. of the tube bundle type. In this design, the product flows through several parallel tubes.
  • the specific heat exchange area is defined herein as the ratio of the heat exchange area to the volume in the tubes that fills the product. Due to the low heat exchange surface are in the Usually large heat exchangers with thereby large Hold-up in the tubes needed. The residence time is therefore quite high in the tube bundle heat exchangers.
  • the object now was to develop a heat exchanger which allows the residence time for the product to be heated or cooled in the heat exchanger to be as short as possible.
  • the heat exchanger should continue to be constructed so that both low viscous and higher viscous products can be heated or cooled.
  • the displacer rods are designed to occupy more than 40% of the volume in the tubes, preferably occupy more than 50% of the volume in the tubes, and more preferably occupy more than 60% of the volume in the tubes.
  • one or more displacer are expediently arranged in the heat exchanger hoods of the apparatus or at least used a flat bottom.
  • the tube bundle heat exchanger consists of a housing (4) and a tube bundle, which is formed from one or more of the product to be tempered flowed through, arranged substantially parallel tubes.
  • the tubes can be aligned, offset or arranged on concentric hole circles to each other. Preference is given to a minimum and substantially equal pipe spacing, which results in a small product-filled volume (6). Particularly preferred is an arrangement of the tubes on concentric circles in order to obtain a uniform flow of the tubes and little dead zones in the bottom region.
  • the product flows through the pipes and is heated or cooled by the pipe jacket.
  • the heating or cooling medium (5) flows through the outer jacket of the tubes.
  • the tubes can be flowed into the product flow of the heating or cooling medium (5) in crossflow, in countercurrent or in direct current to the product flow.
  • the temperature control is carried out essentially in the cross-countercurrent, since so lower driving temperature gradient between tempering (5) and product space (6) sufficient. So that the emptying can be easily made, the heat exchanger is preferably flowed through by the product from top to bottom.
  • the venting of the heating or cooling medium (5) can be easily done, the heat exchanger from the temperature control medium (5) is preferably flowed through from bottom to top.
  • At least one end of the tube bundle is enclosed by a bottom through which the product enters or exits.
  • This floor can be designed as a heat exchanger hood (2) with a small wall thickness or as a thick-walled but compact flat floor (17) be.
  • the bottom preferably has an apparatus flange so that it can be flanged or disassembled to the heat exchanger body.
  • the floor may have a preferably on-axis nozzle, through which the product can enter or exit. Also conceivable are several nozzles near the axis through which product can escape.
  • the floor is preferably designed so that it can be heated or cooled with a temperature control medium. But also conceivable is an electric heating.
  • heat exchanger is connected directly to another apparatus, so that can be dispensed with on this page on a corresponding floor.
  • a compensator can be used in the outer jacket, if necessary, to compensate for the different thermal expansion between the tube bundle and the outer jacket.
  • the pressure drop in the heat exchanger tubes is manageable for higher viscosity products by choosing suitable tube diameters.
  • displacement rods (7, 10, 12, 15) are introduced into the tubes.
  • the displacer rods (7, 10, 12, 15) can partially protrude into the heat exchanger hoods (2).
  • the displacer rods (7, 10, 12, 15) are designed to be more than 40% of the volume in the heat exchanger tubes displace.
  • more than 60% of the void volume of the tubes are displaced by the displacer rods (7, 10, 12, 15).
  • less than 95% of the volume is displaced to obtain both a compact heat exchanger design and a low pressure drop.
  • the outer contour of the displacer rods (7, 10, 12, 15) is designed such that the axis of the displacer rods (7, 10, 12, 15) is centered in the tubes to avoid dead zones and a homogeneous flow across the cross section of the heat exchanger tube to achieve.
  • the product stream flows in the gap (11) between displacement rod (7, 10, 12, 15) and the inner wall of the heat exchanger tube.
  • the displacer rods (7, 10, 12, 15) z. B be constructed as follows:
  • the displacer rods (7, 10, 12, 15) are preferably pushed into the tubes (9), so that they can be removed again for cleaning and testing purposes if necessary.
  • the displacer rods (7, 10, 12, 15) may also consist of several individual bars connected in series. It is also conceivable to use hollow displacer rods which are filled with a medium which improves the heat transport. For example, water may be contained which evaporates in the hot region and condenses in the cool region, so that heat is transported in the axial direction. It is also conceivable to additionally transfer heat with the aid of a heat transfer medium flowing through the displacer tubes. Another possibility is the use of electrically heated Verdrfiterstäben, whereby the specific heat transfer surface is further increased and the residence time can be further reduced. It is also conceivable that combinations of the above Verdrfiterstäbe be used.
  • the displacer rods preferably produce a narrow cross-section in the heated part of the tubes, in the inlet region a cross-sectional widening may be provided to reduce the pressure loss in the tubesheet region.
  • displacement bodies (3) are installed in the hoods (2).
  • the hoods (2) can also be heated or cooled.
  • B plates or pins on the outer sides.
  • the heat exchanger tubes facing side is preferably made conical; see Fig. 7.
  • the zones for product inlet (1) and product outlet (8) can also be designed as a flat bottom (17) with recesses (low volume head) (see FIG. 8).
  • the recesses are dimensioned so that the residence time of the product in the soil at full load between 0.5 s and 20 s, preferably between 1, 5 s and 15 s, or at part load between 1 s and 40 s, preferably between 1, 5 s and 30 s.
  • the recesses can be made for example by turning or milling.
  • the recess of the flat bottom can be made conical. 5. Operating parameters
  • the heat transfer medium (5) can be supplied in liquid or vapor form.
  • the residence time of the products in the heat exchanger can be 1 s to 300 s.
  • the heat exchanger allows the setting of a wide range of temperatures, pressures and viscosities.
  • the pressure loss calculations are based on the analytical solution of the momentum conservation equation for the laminar flow-through pipe (Hagen-Poiselle flow) or for the laminar flow-through annular gap.
  • the heat transfer calculations are based on semiempirical Nusselt number relationships for hydrodynamically and thermally not formed laminar flow. Unless otherwise stated, a mass flow of 1,000 kg / h, a residence time in the tubes of 60 seconds, a temperature increase of the medium to be heated of 100 K and a logarithmic temperature difference between the heat transfer medium (5) and medium to be heated of 30 K is assumed.
  • the latter two numerical values can be combined to a quotient of 3.33.
  • the material values used are a thermal conductivity of 0.15 W / mK, a density of 1 000 kg / m 3 , a specific heat capacity of 2,200 J / kgK and a constant dynamic viscosity of 1 Pas, ie it is a Newtonian medium went out.
  • the heat transfer-side heat transfer resistance and the line resistance through the pipe wall are negligible.
  • Example A shows that in conventional tube bundle heat exchangers very narrow, long tubes are necessary to reach the given conditions. These are difficult to produce and can not be cleaned practically.
  • Examples B and C show that shorter tubes are possible with less residence time (case B) or changed thermal conditions (case C). At the same time, however, the pipe diameters sink even more and the number of pipes increases sharply, so that no alternative to Case A can be seen here.
  • Examples D and E demonstrate that a larger pipe diameter can be achieved with the help of a longer residence time (case D) or higher wall temperatures (due to larger logarithmic temperature differences, case E).
  • case D residence time
  • case E higher wall temperatures
  • the advantage of better cleanability due to the larger diameter is overcompensated by the extremely increased tube length, which complicates the manufacturability, as well as deteriorations in product quality due to increased residence times and wall temperatures.
  • the space requirement of such long apparatus in buildings is problematic.
  • Examples F and G show that a smaller tube diameter results in an extremely large number of tubes due to shorter residence time (case F) or changed thermal conditions (case G). Such a high number of filigree tubes is not manufacturable given the high pressures and temperatures to which the tube bundle apparatus would have to be designed.
  • the not negligible pipe length also does not allow a cleaning of the apparatus inside.
  • Example H states that a reduced pressure drop due to an increased number of tubes and a shortened length does not result in small tube diameters. Because of the high number of thin tubes with non-vanishing length, the cleanability, as well as the manufacturability, is practically impossible. Comparison of an inventive design (Example I) with those for conventional shell-and-tube heat exchangers (Examples AH):
  • Example I shows an example of a design for a heat exchanger according to the invention with Verdrfiterstäben. Taking into account residence time, thermal conditions and pressure drop, in comparison to the examples of conventional heat exchangers (Examples A-H), this has a very large pipe diameter, which ensures good cleaning capability. In addition, compared to the examples A, D and E, the tube length is limited, whereby a good manufacturability and cleanability is possible and little space is required. Compared with Examples A-C and F-H, moreover, the number of tubes is small, so that a simple and cost-effective production is possible.
  • the tube bundle heat exchanger according to the invention can be used particularly advantageously in the synthesis of polymers, since the low residence time with simultaneous effective heat transfer the product little thermally loaded and thus prevents unwanted polymerizations.
  • L are the tube or annular gap length
  • r is the residence time
  • d a the outer diameter of the gap or tube diameter
  • p the density
  • c p the specific heat capacity
  • ⁇ T S the temperature increase of the syrup, ie the hydraulic diameter, ⁇ the thermal conductivity, ⁇ 7 / g the logarithmic temperature difference between the heating medium (5) and Syrup.
  • Pr is the Prandtl number and X is a dimensionless length:

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Abstract

Die Erfindung beschreibt einen Rohrbündelwärmetauscher zur Wärmeübertragung bei temperaturempfindlichen und/oder polymerisierbaren Medien, bei dem in einem Gehäuse (4) mit einem oder mehreren Produktaustritten (8) und einem oder mehreren Produkteintritten (1) ein Rohrbündel angeordnet ist, in den Rohren des Rohrbündels Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) angeordnet sind und zumindest eine Wärmetauscherhaube des Rohrbündel Wärmetauschers zur Reduktion von produktgefülltes Volumen mit Verdrängerkörpern (3) gefüllt ist.

Description

Wärmetauscher zur Erwärmung von Temperatur- und Verweilzeitempfindlichen
Produkten
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft einen Wärmetauscher für temperaturempfindliche und/oder polymerisationsfähige Produkte.
Stand der Technik
Aus der Literatur sind viele verschiedene Ausführungsformen von Wärmetauschern bekannt. So bieten sich für kurze Verweilzeiten z. B. Wärmetauscher vom Typ der Plattenwärmetauscher oder Mikrowärmetauscher an. Diese Wärmetauscher haben allerdings den Nachteil, dass sie aufgrund der engen Strömungsspalte nur für niedrig viskose Produkte geeignet sind. Bei höher viskosen Produkten kann der Druckabfall über diese Wärmetauscher sehr hoch sein. Bei zur Polymerisation neigenden Produkten wie Monomere oder Polymersirup, der noch Monomere enthält, besteht die Gefahr, dass die Monomere in dem Wärmetauscher während des Betriebes oder beim Stillstand polymerisieren. Die Entfernung von auspolymerisiertem Sirup aus den Plattenwärmetauschern und Mikrowärmetauschern ist sehr aufwändig, wenn nicht gar unmöglich. Für hohe Viskositäten, insbesondere für mehrere Pas, und hohe Drücke, größer 10 bar, werden aufgrund der Fertigungsweise und der auftretenden Kräfte keine Plattenwärmetauscher angeboten.
US-PS 1 ,961 ,907 beschreibt einen Rohrbündelwärmetauscher mit spiralförmig genuteten Verdrängerkörpern in den Rohren. Durch die wendeiförmige Strömung wird eine besonders effektive Wärmeübertragung erreicht. Durch die Strömung des zu temperierenden Mediums innerhalb des Verdrängerrohrs wird jedoch ein zusätzlicher Druckverlust und eine zusätzliche Verweilzeit erzeugt, die für das Produkt schädlich sein kann. Überdies hat die komplexe Konstruktion auch hohe Kosten, eine schlechte Demontierbarkeit und eine schwierige Entleerbarkeit zur Folge.
DE-G 87 12 815 (VIA Gesellschaft für Verfahrenstechnik) beschreibt einen Rohrbündelwärmetauscher für Drucklufttrockner. Der in das Rohr eingeführte Verdrängerkörper besteht aus Materialersparnisgründen seinerseits wieder aus einem Rohr, das an der Eintrittsseite verschlossen ist. Das Verdrängerrohr kann eine geriffelte Oberfläche aufweisen. Die nicht für temperaturempfindliche Produkte entwickelte Konstruktion weist jedoch ein großes produktgefülltes Volumen auf, da keine Böden mit sehr geringem Hold-up verwendet werden und die Verdrängerstäbe unten nicht verschlossen sind. Zudem sind die Verdrängerrohre nicht demontierbar, was bei temperaturempfindlichen Polymeren einen großen Nachteil darstellt.
DE-G 89 03 349 (VIA Gesellschaft für Verfahrenstechnik) beschreibt einen Rohrbündelwärmetauscher, insbesondere für Drucklufttrockner. Um das Wärmeübertragungsmedium möglichst gleichförmig durch den Apparat strömen zu lassen, wird in dem Apparat eine Siebplatte angeordnet, die für eine gleichmäßige Anströmung der Rohre sorgt. Eine schonende Wärmeübertragung ist bei diesem Rohrbündelwärmeübertrager jedoch nicht notwendig, so dass keine besonderen Anforderungen an den Querschnitt der Verdrängerstäbe existieren und keine Verdrängerhauben oder Flachböden mit minimalem Hold-up notwendig sind. Außerdem sind die Verdrängerstäbe nicht demontierbar.
Wärmetauscher, die auch bei höher viskosen Produkten einen geringen Druckabfall zeigen, sind häufig z. B. vom Rohrbündeltyp. Bei dieser Ausführung durchströmt das Produkt mehrere parallel angeordnete Rohre. Nachteilig ist hierbei allerdings, dass die Rohrbündelwärmetauscher gewöhnlich eine geringe spezifische Wärmeaustauschfläche besitzen. Die spezifische Wärmeaustauschfläche wird hierbei definiert als das Verhältnis der Wärmeaustauschfläche zum Volumen in den Rohren, das das Produkt ausfüllt. Durch die geringe Wärmeaustauschfläche werden in der Regel große Wärmetauscher mit dadurch großen Hold-up in den Rohren benötigt. Die Verweilzeit ist deshalb in den Rohrbündelwärmetauschern recht hoch.
Aufgabe
Angesichts des diskutierten Standes der Technik bestand nun die Aufgabe, einen Wärmetauscher zu entwickeln, der die Verweilzeit für das im Wärmetauscher zu erhitzende oder zu kühlende Produkt möglichst kurz sein lässt. Der Wärmetauscher soll weiterhin so aufgebaut sein, dass sowohl niedrig viskose als auch höher viskose Produkte erwärmt bzw. gekühlt werden können.
Gesucht wurde nach einer Ausführungsform eines Wärmetauschers, der
• eine kurze Verweilzeit bei gleichzeitig geringem Druckabfall ermöglicht,
• leicht zu reinigen ist,
• leicht zu fertigen ist,
• leicht abzudichten ist,
• für ein breites Temperatur-, Druck- und Viskositätsspektrum einsetzbar ist, und
• Temperaturdifferenzen zwischen Produktraum und Heiz- bzw. Kühlraum gut abfängt.
Diese Aufgabe wurde gelöst durch einen Rohrbündelwärmetauscher mit speziell ausgeführten Verdrängerstäben in den produktgefüllten Rohren. Die Verdrängerstäbe sind so ausgeführt, dass sie mehr als 40% des in den Rohren befindlichen Volumens einnehmen, bevorzugt mehr als 50 % des in den Rohren befindlichen Volumens einnehmen und ganz besonders bevorzugt mehr als 60 % des in den Rohren befindlichen Volumens einnehmen. Um das produktgefüllte Volumen im Apparat gering zu halten, werden zweckmäßigerweise ein oder mehrere Verdrängerkörper in den Wärmetauscherhauben des Apparats angeordnet oder zumindest ein Flachboden verwendet. Durchführung der Erfindung
1. Ausführung des Rohrbündelwärmetauschers
Beschreibung
Der Rohrbündelwärmetauscher besteht aus einem Gehäuse (4) und einem Rohrbündel, das aus einem oder mehreren vom zu temperierenden Produkt durchströmten, im Wesentlichen parallel angeordneten Rohren gebildet wird. Die Rohre können fluchtend, versetzt oder auf konzentrischen Lochkreisen zueinander angeordnet sein. Bevorzugt ist ein minimaler und im Wesentlichen gleicher Rohrabstand, wodurch ein geringes produktgefülltes Volumen (6) resultiert. Besonders bevorzugt ist eine Anordnung der Rohre auf konzentrischen Kreisen, um eine gleichmäßige Anströmung der Rohre und wenig Totzonen im Boden-Bereich zu erhalten.
Das Produkt durchströmt die Rohre und wird über den Rohrmantel erwärmt oder gekühlt. Das Heiz- bzw. Kühlmedium (5) durchströmt den äußeren Mantel der Rohre. Die Rohre können dabei im Kreuzstrom, im Gegenstrom oder im Gleichstrom zum Produktstrom von dem Heiz- bzw. Kühlmedium (5) angeströmt werden. Vorzugsweise erfolgt die Temperierung im Wesentlichen im Kreuz-Gegenstrom, da so geringere treibende Temperaturgefälle zwischen Temperiermedium (5) und Produktraum (6) ausreichen. Damit die Entleerung einfach vorgenommen werden kann, wird der Wärmetauscher vorzugsweise vom Produkt von oben nach unten durchströmt. Damit die Entlüftung des Heiz- bzw. Kühlmediums (5) einfach erfolgen kann, wird der Wärmetauscher vom Temperiermedium (5) vorzugsweise von unten nach oben durchströmt.
Zumindest ein Ende des Rohrbündels wird von einem Boden umschlossen, durch den das Produkt ein- bzw. austritt. Dieser Boden kann als Wärmetauscherhaube (2) mit geringer Wanddicke oder als dickwandiger, aber kompakter Flachboden (17) ausgeführt sein. Der Boden besitzt vorzugsweise einen Apparateflansch, so dass er an den Wärmetauscherhauptteil angeflanscht oder wieder demontiert werden kann. Der Boden kann einen vorzugsweise auf der Achse befindlichen Stutzen aufweisen, durch den das Produkt ein- oder austreten kann. Denkbar sind auch mehrere Stutzen in Achsnähe, durch die Produkt austreten kann. Der Boden wird vorzugsweise so ausgeführt, dass er mit einem Temperiermedium beheizt bzw. gekühlt werden kann. Denkbar ist aber auch eine elektrische Beheizung.
Es ist auch denkbar, dass der Wärmetauscher direkt an einen anderen Apparat angeschlossen ist, so dass auf dieser Seite auf einen entsprechenden Boden verzichtet werden kann.
Zum Dehnungsausgleich kann bei Bedarf ein Kompensator im äußeren Mantel eingesetzt werden, um die unterschiedliche Wärmeausdehnung zwischen Rohrbündel und Außenmantel auszugleichen.
Vorteil
Der Druckabfall in den Wärmetauscherrohren ist für höher viskose Produkte durch Wahl geeigneter Rohrdurchmesser beherrschbar.
2. Ausführung der Verdrängerstäbe
Beschreibung
Um das Volumen des Produkts (6) in den Wärmetauscherrohren zu reduzieren und die Wärmeübertragung zu erhöhen, werden Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) in die Rohre eingeführt. Die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) können teilweise in die Wärmetauscherhauben (2) hineinragen. Die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) sind so ausgeführt, dass sie mehr als 40% des Volumens in den Wärmetauscherrohren verdrängen. Vorzugsweise werden mehr als 60% des Leervolumens der Rohre durch die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) verdrängt. Vorzugsweise werden weniger als 95% des Volumens verdrängt, um sowohl eine kompakte Bauform des Wärmeüberträgers als auch einen geringen Druckabfall zu erhalten. Die Außenkontur der Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) ist so gestaltet, dass die Achse der Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) in den Rohren zentriert ist, um Totzonen zu vermeiden und eine über den Querschnitt des Wärmetauscherrohres homogene Strömung zu erzielen. Der Produktstrom fließt im Spalt (11 ) zwischen Verdrängerstab (7, 10, 12, 15) und Innenwand des Wärmetauscherrohres.
Um die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) im Rohr mit einem definierten Spalt zu zentrieren, können die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) z. B. wie folgt aufgebaut sein:
• Beidseitig verschlossene Rohre, geschlossene Hohlkörper oder Massivkörper (15), dessen Querschnitte entlang seiner Achse in zumindest zwei Teilbereichen (14, 16) zur Zentrierung im Rohr (9) verformt sind (siehe Fig. 2 und 5-6),
• Beidseitig verschlossene Rohre, geschlossene Hohlkörper oder Massivkörper
(12) mit zumindest an zwei axialen Positionen außen angebrachten Elementen
(13) zur Zentrierung im Rohr (siehe Fig. 3-4),
• Entlang der Rohrachse versetzte Platten mit der Eigenschaft, Volumen zu verdrängen
Die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) sind vorzugsweise in die Rohre (9) hinein geschoben, so dass sie bei Bedarf zu Reinigungs- und Prüfzwecken wieder herausgenommen werden können. Die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) können auch aus mehreren einzelnen hintereinander geschalteten Stäben bestehen. Vorstellbar ist auch, hohle Verdrängerstäbe zu verwenden, die mit einem Medium gefüllt sind, das den Wärmetransport verbessert. Beispielsweise kann Wasser enthalten sein, das im heißen Bereich verdampft und im kühlen Bereich kondensiert, so dass Wärme in axialer Richtung transportiert wird. Denkbar ist auch, mit Hilfe eines die Verdrängerrohre durchströmenden Wärmeträgermediums zusätzlich Wärme zu übertragen. Eine weitere Möglichkeit besteht in der Verwendung von elektrisch beheizten Verdrängerstäben, wodurch die spezifische Wärmeübertragungfläche weiter erhöht wird und die Verweilzeit noch weiter verringert werden kann. Ebenso ist denkbar, dass Kombinationen der oben genannten Verdrängerstäbe eingesetzt werden.
Die Verdrängerstäbe erzeugen vorzugsweise im beheizten Teil der Rohre einen engen Querschnitt, im Eintrittsbereich kann eine Querschnittsaufweitung zur Verminderung des Druckverlustes im Rohrboden-Bereich vorgesehen sein.
Vorteil
Durch die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) wird der Hold-up des Produktes in den Rohrleitungen (6) reduziert und die spezifische Wärmeaustauschfläche erhöht. Der Druckabfall über den Rohrbündelwärmeübertrager mit Verdrängerstäben (7, 10, 12, 15) ist geringer als bei Mikrowärmetauschern und Plattenwärmetauschern gleicher thermischer Leistung und Rohranzahl. Der Druckabfall kann bei Mikrowärmetauschern und Plattenwärmetauschern nur durch eine deutliche Erhöhung der Rohranzahl in diesen Wärmetauschertypen auf das Niveau des Rohrbündelwärmetauschers mit Verdrängerstäben gesenkt werden. Der geringe Rohrdurchmesser und die große Anzahl an Rohren erschwert die Reinigung dieser Wärmetauscher erheblich.
Die Verweilzeit im Rohrbündelwärmeübertrager mit Verdrängerstäben ist naturgemäß geringer als in Rohrbündelwärmeüberträgern ohne Verdrängerstäbe gleichen Durchmessers. Nur für Leerrohre mit signifikant geringerem Durchmesser, die dann aber deutlich länger sind, kann die Verweilzeit auf das gleiche Niveau wie beim Rohrbündelwärmetauscher mit Verdrängerstäben eingestellt werden. 3. Verdrängerkörper in den Wärmetauscherhauben
Beschreibung
Um den Hold-up in den Wärmetauscherhauben (2) zu minimieren, werden Verdrängerkörper (3) in die Hauben (2) eingebaut. Die Hauben (2) können ebenfalls beheizt oder gekühlt sein. Zur Zentrierung können diese z. B. Bleche oder Stifte an den Außenseiten aufweisen. Um die Wärmetauscherrohre gleichmäßig mit Flüssigkeit zu beschicken, wird die den Wärmetauscherrohren zugewandte Seite vorzugsweise konisch ausgeführt; siehe Fig. 7.
Vorteil
Geringere Verweilzeit in den Wärmetauscherhauben (2) und damit geringere thermische Belastung der Produkte.
4. Flachboden
Die Zonen für Produkteintritt (1 ) und Produktaustritt (8) können auch als Flachboden (17) mit Aussparungen (low volume head) ausgeführt sein (siehe Fig. 8). Die Aussparungen werden so bemessen, dass die Verweilzeit des Produkts im Boden bei Volllast zwischen 0,5 s und 20 s, bevorzugt zwischen 1 ,5 s und 15 s, bzw. bei Teillast zwischen 1 s und 40 s, bevorzugt zwischen 1 ,5 s und 30 s, beträgt. Die Aussparungen können beispielsweise durch Ausdrehen oder Ausfräsen hergestellt werden. Die Aussparung des Flachbodens kann konisch ausgeführt sein. 5. Betriebsparameter
Beschreibung
Betriebstemperaturen T = -200C bis +4000C;
Druck im Produktraum der Rohre (6) und der Hauben (2) P = -0,95 barg bis +100 barg.
Der Druck im Raum des Wärmeträgermedium (5) kann zwischen P = -0,95 barg bis +50 barg liegen. Die Temperatur des Wärmeträgermediums (5) kann T = -20°C bis +4000C betragen.
Das Wärmeträgermedium (5) kann flüssig oder dampfförmig zugeführt werden. Der gemäß der Erfindung beschriebe Wärmetauscher ist geeignet, Produkte mit einer Viskosität von η = 0,1 mPas bis 500 Pas zu erwärmen bzw. zu kühlen. Die Verweilzeit der Produkte im Wärmetauscher kann 1 s bis 300 s betragen.
Vorteil
Der Wärmetaucher erlaubt die Einstellung eines weiten Bereiches an Temperaturen, Drücken und Viskositäten.
Vergleich zwischen konventionellen Wärmetauschern des Standes der Technik und Wärmetauschern mit Ringspalt
Die folgende Tabelle fasst Ergebnisse von Massen- und Energiebilanzen sowie von Berechnungen von Strömung und Wärmeübertragung in Rohren und Ringspalten zusammen. Die Druckverlustberechnungen basieren auf der analytischen Lösung der Impulserhaltungsgleichung für das laminar durchströmte Rohr (Hagen-Poiselle- Strömung) bzw. für den laminar durchströmten Ringspalt. Die Wärmeübergangsberechnungen fußen auf semiempirischen Nußelt-Zahl-Beziehungen für hydrodynamisch und thermisch nicht ausgebildete Laminarströmung. Soweit nicht anders vermerkt, wird ein Massenstrom von 1.000 kg/h, eine Verweilzeit in den Rohren von 60 Sekunden, eine Temperaturerhöhung des zu erwärmenden Mediums von 100 K und eine logarithmische Temperaturdifferenz zwischen Wärmeträgermedium (5) und zu erwärmendem Medium von 30 K angenommen. Letztere beiden Zahlenwerte lassen sich zu einem Quotienten von 3,33 zusammenführen. Verwendet werden als Stoffwerte außerdem eine Wärmeleitfähigkeit von 0,15 W/mK, eine Dichte von 1 .000 kg/m3, eine spezifische Wärmekapazität von 2.200 J/kgK und eine konstante dynamische Viskosität von 1 Pas, d. h. es wird von einem newtonschen Medium ausgegangen. Weiterhin wird vorausgesetzt, dass der wärmeträgerseitige Wärmeübergangswiderstand sowie der Leitungswiderstand durch die Rohrwandung vernachlässigbar sind.
Figure imgf000011_0001
Beispiel A zeigt, dass bei konventionellen Rohrbündelwärmeübertragern sehr enge, lange Rohre notwendig sind, um die vorgegebenen Bedingungen zu erreichen. Diese sind aber nur schwer fertigbar und lassen sich praktisch nicht reinigen.
Beispiele B und C zeigen, dass kürzere Rohre bei geringerer Verweilzeit (Fall B) oder geänderten thermischen Bedingungen (Fall C) möglich sind. Jedoch sinken dabei zugleich die Rohrdurchmesser noch mehr und die Rohranzahl steigt stark an, so dass hierin keine Alternative zu Fall A gesehen werden kann.
Beispiele D und E demonstrieren, dass ein größerer Rohrdurchmesser zwar mit Hilfe von längerer Verweilzeit (Fall D) oder höheren Wandtemperaturen (durch größere logarithmische Temperaturdifferenzen; Fall E) erzielt werden kann. Der Vorteil der besseren Reinigbarkeit aufgrund des größeren Durchmessers wird jedoch durch die extrem erhöhte Rohrlänge, die die Fertigbarkeit sehr erschwert, sowie Verschlechterungen in der Produktqualität aufgrund erhöhter Verweilzeiten und Wandtemperaturen überkompensiert. Ferner ist der Platzbedarf solch langer Apparate in Gebäuden problematisch.
Beispiele F und G zeigen, dass ein kleinerer Rohrdurchmesser durch kürzere Verweilzeit (Fall F) oder geänderte thermische Bedingungen (Fall G) eine extrem große Anzahl an Rohren zur Folge hat. Eine solch hohe Anzahl an filigranen Rohren ist in Anbetracht der hohen Drücke und Temperaturen, auf die der Rohrbündelapparat ausgelegt sein müsste, nicht fertigbar.
Die nicht zu vernachlässigende Rohrlänge erlaubt zudem noch nicht eine Reinigung des Apparateinneren.
Beispiel H legt dar, dass ein reduzierter Druckabfall durch eine erhöhte Rohranzahl und eine verkürzte Länge keine geringen Rohrdurchmesser zur Folge hat. Wegen der hohen Anzahl an dünnen Rohren mit nicht verschwindender Länge ist auch hier die Reinigbarkeit, ebenso wie die Fertigbarkeit, praktisch nicht möglich. Vergleich einer erfindungsgemäßen Auslegung (Beispiel I) mit denen für konventionelle Rohrbündelwärmeübertrager (Beispiele A-H):
Beispiel I zeigt exemplarisch eine Auslegung für einen erfindungsgemäßen Wärmeübertrager mit Verdrängerstäben. Unter Berücksichtigung von Verweilzeit, thermischen Bedingungen und Druckabfall hat dieser im Vergleich zu den Beispielen konventioneller Wärmeübertrager (Beispiele A-H) einen sehr großen Rohrdurchmesser, der eine gute Reinigungsmöglichkeit gewährleistet. Zudem hält sich im Vergleich zu den Beispielen A, D und E die Rohrlänge in Grenzen, wodurch eine gute Fertigbarkeit und Reinigbarkeit ermöglicht wird und wenig Platzbedarf vorliegt. Gegenüber den Beispielen A-C und F-H ist zudem die Rohranzahl gering, so dass eine einfache und kostengünstige Fertigung möglich ist.
Der erfindungsgemäße Rohrbündelwärmetauscher kann besonders vorteilhaft bei der Synthese von Polymeren eingesetzt werden, da die geringe Verweilzeit bei gleichzeitiger effektiver Wärmeübertragung das Produkt wenig thermisch belastet und so unerwünschte Polymerisationen verhindert.
Rechenweg
Aus der Wärmebilanz an der Rohrwandung:
L τL(iξ -ä> y P cp ATs =^± -π ä, L - AT,k ιh
lässt sich bei Vorgabe von zwei der drei Geometriegrößen (Spalt-Außendurchmesser da, Spalt-Innendurchmesser c/,, Rohrlänge L) die dritte berechnen.
Hierbei sind L die Rohr- bzw. Ringspaltlänge, r die Verweilzeit, da der Außendurchmesser des Spalts bzw. Rohrdurchmesser, c/, der Innendurchmesser des Ringspalts (Rohr: c/, = 0), p die Dichte, cp die spezifische Wärmekapazität, ΔTS die Temperaturerhöhung des Sirups, dh der hydraulische Durchmesser, λ die Wärmeleitfähigkeit, ^7/g die logarithmische Temperaturdifferenz zwischen Heizmedium (5) und Sirup.
Die mittlere Nußelt-Zahl Num berechnet sich für ein Rohr nach Baehr/Stefan (Wärme- und Stoffübertragung, Springer- Verlag Berlin, 1994, S. 381-382) unter Berücksichtigung des hydrodynamischen und thermischen Anlaufs über:
3,657
Nu m, Rohr + 0,0499 tanh(x) tanh(2,432-iV/3 )x1/6 tanh(2,264-X1/3 + 1,7-X2/3 ) X
Hierbei sind Pr die Prandtl-Zahl und X eine dimensionslose Länge:
Figure imgf000014_0001
Mit K = d/da gilt für die mittlere Nußelt-Zahl im von außen beheizten Ringspalt außerdem:
NumΛS = 3,657 + 1,2 • K112 + (Num,Rohr - 3,657 )• (l + 0,14 • K113 ).
Für den Druckverlust in Ringspalten oder Rohren (K = 0) gilt nach Martin (Wärmeübertrager, Georg Thieme Verlag Stuttgart, 1988, S. 24):
32 μ U \ - K2
Ap =
In[K) Skizzen
Bezugszeichenliste:
1. Produkteintritt
2. Wärmetauscherhaube
3. Verdrängerkörper
4. Wärmetauscher-Gehäuse
5. Heiz- und/oder Kühlmedium um die Wärmetauscherrohre
6. Produktraum in den Wärmetauscherrohren
7. Verdrängerstäbe in den Rohren des Rohrbündels
8. Produktaustritt
9. Wärmetauscherrohr (schematisch)
10. Verdrängerstab
11. freies Volumen zwischen Verdrängerstab und Wärmerauscherrohr
12. Verdrängerstab
13. Abstandhalter zur Zentrierung des Verdrängerstabes im Wärmetauscherrohr
14. Zentrierbereich in einem Teilbereich des Verdrängerstabes
15. Verdrängerstab
16. Zentrierbereich in einem Teilbereich des Verdrängerstabes
17. Flachboden (low volume head)

Claims

Patentansprüche
1. Rohrbündelwärmetauscher zur Wärmeübertragung bei temperaturempfindlichen und/oder polymerisierbaren Medien,
dadurch gekennzeichnet, dass
in einem Gehäuse (4) mit einem oder mehreren Produktaustritten (8) und einem oder mehreren Produkteintritten (1 ) ein Rohrbündel angeordnet ist, in den Rohren des Rohrbündels Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) angeordnet sind und zumindest eine Wärmetauscherhaube des Rohrbündelwärmetauschers zur Reduktion von produktgefülltes Volumen mit Verdrängerkörpern (3) gefüllt ist..
2. Rohrbündelwärmetauscher nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) zu Reinigungszwecken herausnehmbar gestaltet sind.
3. Rohrbündelwärmetauscher nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) selbstzentrierende Querschnitte aufweisen.
4. Rohrbündelwärmetauscher nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) mehr als 40 % des Volumens des Rohres ausfüllen.
5. Rohrbündelwärmetauscher nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) mehr als 50 % des Volumens des Rohres ausfüllen.
6. Rohrbündelwärmetauscher nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) mehr als 60 % des Volumens des Rohres ausfüllen.
7. Rohrbündelwärmetauscher nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) höchstens 95 % des Volumens des Rohres ausfüllen.
8. Verwendung des Rohrbündelwärmetauschers nach einem der vorstehenden Patentansprüche bei der Synthese von Polymeren.
9. Rohrbündelwärmetauscher zur Wärmeübertragung bei temperaturempfindlichen und/oder polymerisierbaren Medien,
dadurch gekennzeichnet, dass
in einem im Wesentlichen zylindrischen Gehäuse (4) mit einem oder mehreren Produktaustritten (8) und einem oder mehreren Produkteintritten (1 ) ein Rohrbündel angeordnet ist, in den Rohren des Rohrbündels Verdrängerstäbe (7, 10, 12, 15) angeordnet sind und zumindest ein Boden des Rohrbündelwärmetauschers als Flachboden (17) zur Reduktion des produktgefüllten Volumens ausgeführt ist.
10. Rohrbündelwärmetauscher zur Wärmeübertragung bei temperaturempfindlichen und/oder polymerisierbaren Medien nach Anspruch 9,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Verweilzeit des Produkts in den Aussparungen des Flachbodens (17) zwischen 0,5 s und 40 s beträgt.
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