Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

q₁=б₁*Дt₁=8917,3*2=17834,6 Вт/м²

q₂=б₂*Дt₂=2840,18*5,02=14257,7Вт/м²

q_1?q₂

Для второго приближения примем Дt₁=3,0 град

Пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры на 1,0 град, рассчитаем б₁ по соотношению:

б₁=8917,3*(2/3)^1/4=8058 Вт/(м²*К)

Получим:

Дt_ст=8058*3*2,87*10^-4=6,9 град;

Дt₂=12,12-6,9-3=2,22 град;

б₂=6,9/2,87*10^-4*2,22=10829 Вт/(м²*К)

q₁=8058*3=24174 Вт/м²

q₂=10829*2,22=24040 Вт/м²

Расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, следовательно, расчет коэффициентов б₁ и б₂ на этом можно закончить.

Находим К1:

К1=(1/8058+2,87*10^-4+1/10829)^-1=2000Вт/(м²*К).

Далее рассчитываем коэффициент передачи для второго корпуса К₂.

В первом приближении примем Дt₁=4,1 °С. Тогда

Дt_пл=162,8-4,1/2=160,75 °С

б₁=2,04*((2077,7*10³*905,2²*0,78³)/(0,066*10^-3*6*4,1)^1/4=9635Вт/(м²*К)

Дt_ст=9635*4,1*2,87*10^-4=11,34°С

Дt₂=19,74-4,1-11,34=4,3°С

б₂=(0,023(0,336 *38*10^-3 /9,7*10^-8 )^0,8*(3680*0,11*10^-3/0,77)^0,4* 0,77)/ 38*10^-3=4489,7 Вт/(м²*К)

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

q₁=б₁*Дt₁=9635*4,1=39503,5 Вт/м²

q₂=б₂*Дt₂=4489,7*4,3=141359,617 Вт/м²

q_1?q₂

Используя вышеописанный метод приближения, найдем:

Дt₁=5,1 °С

б₁=9635*(4,1/5,1)^1/4=9123 Вт/м²*К

Дt_ст=9123*5,1*2,87*10^-4=13,4 °С

Дt₂=19,74-5,1-13,4=1,24°С

б₂=13,4/2,87*10^-4*1,24=37653 Вт/м²*К

q₁=9123*5,1= 46527Вт/м²

q₂=37653*1,24=46689 Вт/м²

q₁?q₂

Определим К₂:

К₂=(1/9123+2,87*10^-4+1/37653)^-1=Вт/м²*К

Далее рассчитываем коэффициент передачи для третьего корпуса К₃.

В первом приближении примем Дt₁=16 °С. Тогда

Дt_пл=138,3-16/2=130,8 °С

б₁=2,04*((2147,3*10³*934,73²*0,77³)/(0,11*10^-3*6*16)^1/4=6122Вт/(м²*К)

Дt_ст=6122*16*2,87*10^-4=28,11°С

Дt₂=64,7-28,11-16=20,59°С

б₂=(0,023(0,329 *38*10^-3 /4,2*10^-7)^0,8*(3490*0,5*10^-3/0,69)^0,4* 0,69)/ 38*10^-3=2296 Вт/(м²*К)

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

q₁=б₁*Дt₁=6122*16=97952 Вт/м²

q₂=б₂*Дt₂=2296*20,59=47275 Вт/м²

q_1?q₂

Используя вышеописанный метод приближения, найдем:

Дt₁=17 °С

б₁=6122*(16/17)^1/4=6029 Вт/м²*К

Дt_ст=6029*17*2,87*10^-4=29,42 °С

Дt₂=64,7-29,42-17=18,28°С

б₂=29,42/2,87*10^-4*18,28=5608 Вт/м²*К

q₁=6029*17= 102493Вт/м²

q₂=5608*18,28=102514 Вт/м²

q₁?q₂

Определим К₃:

К₃=(1/6029+2,87*10^-4+1/5608)^-1=Вт/м²*К

3.1.7 Распределение полезной разности температур

Полезные разности температур в корпусах установки находим из условия равенства их поверхностей теплопередачи:

, (3.13)

где Дt_{п j}, Q_j, K_j -- соответственно полезная разность температур, тепловая нагрузка, коэффициент теплопередачи для j-го корпуса.

Подставив численные значения, получим:

Дt_{п 1}= =28,97 град;

Дt_{п 2}= =32,19 град.

Дt_{п 3}= =35,4 град.

Проверим общую полезную разность температур установки:

У Дt_п=Дt_п1 +Дt_п2 + Дt_{п 3}=28,97+32,19+35,4=96,56 °С

Рассчитаем поверхность теплопередачи выпарного аппарата по формуле (3.1):

F₁=715,54*10³/2000*28,97=12,4 м²;

F₂=798,73*10³/1981*32,19=12,45 м²;

F₃=827,49*10³/1887*35,4=12,4 м²;

В последующих приближениях нет необходимости вносить коррективы на изменение конструктивных размеров аппаратов. Сравнение распределенных из условий равенства поверхностей теплопередачи и предварительно рассчитанных значений полезных разностей температур Дt_п представлено ниже:

Корпус

1 2 3

Распределенные в 1-ом приближении Дt_п, град 28,97 32,19 35,4

Предварительно рассчитанные Дt_п, град 12,12 19,74 64,7

Второе приближение

Как видно, полезные разности температур, рассчитанные из условия равного перепада давления в корпусах и найденные в 1-ом приближении из условия равенства поверхностей теплопередачи в корпусах, существенно различаются. Поэтому необходимо заново перераспределить температуры (давления) между корпусами установки. В основе этого перераспределения температур (давлений) должны быть положены полезные разности температур, найденные из условия равенства поверхностей теплопередачи аппаратов.

3.1.8 Уточненный расчет поверхности теплопередачи

В связи с тем, что существенное изменение давлений по сравнению с рассчитанным в первом приближении происходит только в 1-ом корпусе, во втором приближении принимаем такие же значения Д', Д", Д'" для каждого корпуса, как в первом приближении. Полученные после перераспределения температур(давлений) параметры растворов и паров по корпусам представлены ниже:

Параметры	Корпус
	1	2	3
Производительность по испаряемой воде, щ, кг/с Концентрация растворов х, % Температура греющего пара в первом корпусе tг1 °С Полезная разность температур Дtп град Температура кипения раствора tк=tг-Дtп °С Температура вторичного пара tвп= tк-( Д'+ Д") °С Давление вторичного пара Рвп, МПа Температура греющего пара tг= tвп- Д'", °С	0,33 11,8 179 28,97 150,03 146,98 0,685	0,384 14,7 32,19 130,61 126,85 0,355 145,98	0,419 20 35,4 102,9 99 0,028 125,85

Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):

Q1=1,03*[2,22*3,78*(150,03-130,61)+0,33*(2784-4,19*150,03)]=900,47

Q2=1,03[(2,22-0,33)*3,68*(130,61-150,03)+0,384*(2736,48-4,19*130,61)]=926,76

Q3=1,03[(2,22-0,33-0,384)*3,49*(102,9-130,61)+0,419*(2631,93-4,19*102,9)]=960,72

Расчет коэффициентов теплопередачи, выполненный описанным выше методом, приводит к следующим результатам [в Вт/(м²*К)]:

К₁=2063

К₂=1811

К₃=1714

Распределение полезной разности температур:

Дt_{п 1}= =28,14 град;

Дt_{п 2}= =32,61 град.

Дt_{п 2}= =35,81 град.

Проверим общую полезную разность температур установки:

У Дt_п=Дt_п1 +Дt_п2 + Дt_п3=28,14 +32,61+35,81=96,56 °С

Сравнение полезных разностей температур Дt_п , полученных во 2-м и 1-м приближениях, приведено ниже:

Корпус

1 2 3

Дt_п во 2-м приближении, град 28,14 32,61 35,81

Дt_п в 1-м приближении, град 28,97 32,19 35,4

Различия между полезными разностями температур по корпусам в 1-м и 2-м приближениях не превышают 5%.

Поверхность теплопередачи выпарных аппаратов:

F₁=900470/(2063*28,14)=15,51 м²

F₂ =926760/(1811* 32,16)=15,69 м²

F₃ =960720/(1714*35,81)=15,65 м²

По ГОСТ 11987 - 81 выбираем выпарной аппарат со следующими характеристиками:

Таблица 3.1

Номинальная поверхность теплообмена F(н),м2.	25
Диаметр труб d (наружный), мм	382
Высота труб Н, мм	6000
Диаметр греющей камеры d(к), мм	400
Диаметр сепаратора d(c), мм	1200
Диаметр циркуляционной трубы d(ц), мм	200
Общая высота аппарата Н(а), мм	19000
Масса аппарата М(а), кг	6000

3.1.9 Расчет толщины тепловой изоляции

Толщину тепловой изоляции д(и) находят из равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции от поверхности изоляции в окружающую среду:

б(в)=(t(ст2)-t(в))=(л(и)/д(и))*(t(cr1)-t(cт2)), (3.14)

где б(в)=9,3+0,058*t(ст2) - коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(кв.м*К);

t(ст2) - температура изоляции со стороны окружающей среды (воздуха),°С;

t(ст1) - температура изоляции со стороны аппарата, °С;

t(в) - температура изоляции окружающей среды (воздуха),°С;

л(и) - коэффициент теплопроводности изоляционного материала, Вт/(м*К). Рассчитаем толщину тепловой изоляции: при t(cт2)=40

б(в)=9,3+0,058*40=11,6 Вт/(кв.м*К).

В качестве материала для тепловой изоляции выберем совелит (85% магнезии+15% асбест), имеющий коэффициент теплопроводности л(и)=0,09 Вт/(м*К).

Тогда при t(cт1)=179 °С, t(возд)=20 °С:

д(и)=л(и)*(t(ст1)-t(ст2))/(б(в)*(t(cт2)-t(возд))).

д(и)=0,09*(179-40)/(11,6*(40-20))=0,054 м.

4. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА

Исходный раствор СCI₂ подогревается перед попаданием в выпарную установку почти до температуры кипения (условно примем 164,8 ⁰С) насыщенным водяным паром, т.е. теплообменник-подогреватель. Примем, что исходный раствор, имеющий температуру 21 ⁰С, подогревается в теплообменнике до 164,8 ⁰С. В качестве греющего агента принимаем насыщенный водяной пар следующих параметров: Р_гп= 0,981 МПа, что соответствует температуре t_гп= 179,0 ⁰С (табл.LII [1]).

Определим среднелогарифмическую разность температур Дt_ср:

Дt_ср=(Дt_б -Дt_м)/Ln(Дt_б /Дt_м),

Где Дt_б и Дt_м -большая и меньшая разности температур, С.

Дt_б =( t_гп - t_н2), Дt_м=( t_гп - t_к2).

179 179

164,8 21

Дt_б = 179 -21 = 158 ⁰С Дt_м= 179 - 164,8 = 14,2 ⁰С

Подставив значения получим

Дt_ср= (158-14,2 )/ln(158 /14,2 ) = 59,7 ⁰С.

Определим среднюю температуру второго теплоносителя:

t _ср2= t _ср1 - Дt_ср; t _ср2 = 179-59,7= 119,3 ⁰C.

Свойства подогреваемого раствора при этой температуре:

с₂ = 3,622 кДж/(кг*К);

м₂ = 0,000066 Па*с;

л₂ = 0,668 Вт/(м*К) ,

с₂ = 1101 кг/м³. [3]

Определим тепловую нагрузку теплообменника по уравнению:

Q = G₂*C₂*(t_к2-t_н2),

Где G₂- расход подогреваемого раствора, кг/с. Из расчета основного аппарата имеем расход исходного раствора G₂ = 2,22 кг/с.

Q= 2,22*3,622 *1000*(164,8-21) = 1156273 Вт.

Определим расход греющего пара G₁

G₁=Q/r₁

Где r₁-теплота парообразования греющего пара при t_гп (табл.LI [1])

G₁= 1156273 / 2021000 = 0,57 кг/с.

Для нашей системы жидкостей по табл.2.1 [1] примем ориентировочное значение коэффициента теплопередачи К_ор= 1000 Вт/м²*К.

Тогда ориентировочное значение поверхности теплообмена составит

F_ор= Q/ (Дt_ср * К_ор)

F_ор= 1156273 / (59,7 *1000) = 19,37 м².

Примем ориентировочное значение Re_2ор=15000, что соответствует развитому турбулентному режиму течения в трубах.

Определим число труб, приходящееся на один ход:

трубы диаметром 20*2 мм

n/z=4*G₂/(3,14*d*Re_2ор* м₂) = 4*2,22/(3,14*0,016*15000*0,000066) = 178,5.

Из табл.2.3 [2] выбираем теплообменник с близкой поверхностью теплообмена и отношением n/z :

F= 23 м² и длина труб l= 2 м, диаметр кожуха D_k = 400 мм, диаметр труб 20*2 мм., n = 181, z = 1.

В трубное пространство направим подогреваемый раствор, в межтрубное - греющий пар.

Re₂ = 4*G₂/р*d*(n/z)*м₂=4*2,22/3,14*0,016*181*0,000066=14796

Pr₂ = C₂* м₂/л₂=3622*0,000066/0,668=0,38

В соответствии с формулой

Nu₂=0,023*Re₂^0,8*Pr₂ ^0,4*(Pr₂/Pr_cт2)^0,25

б₂= Nu₂/,d * л₂

Коэффициент теплоотдачи к раствору, движущийся по трубам турбулентно, равен:

б₂=(0,668/0,016)* 0,023*(14796)^0,8*(0,38)^0,4=1413,8 Вт/м²*К

Поправкой (Pr₂/Pr_cт2)^0,25 здесь можно пренебречь, так как разность температур t_ст1 и t_ст1 невелика.

Коэффициент теплоотдачи к греющему пару, движущийся в межтрубном пространстве:

б₁=3,78* л₁ *(с₁² * d_н*n/(м₁* G₁))^1/3= 3,78* 0,679 *(897² * 0,02*181/(0,000163* 0,58))^1/3=8046,1 Вт/м²*К ,

где л₁ , с₁ ,м_{1 ,}G₁-теплопроводность,плотность,динамическая вязкость водяного насыщенного пара n-общее число труб, шт.

Примем термические сопротивления загрязнений одинаковыми и равными 1/3200 (табл.2.2 [2]).Теплопроводность стали труб теплообменника примем равную 17,5 Вт/м*К. Сумма термических сопротивлений загрязнений и стенки составит (толщина стенки 2мм):

Уд/л=0,002/17,5+1/3200+1/3200 = 7,38*10^{- 4} м²*К/Вт.

Далее определим коэффициент теплопередачи:

К=1/(1/1413,8+7,38*10^{- 4}+1/ 8046,1) = 637,1 Вт/(м²*К).

Тогда требуемая поверхность теплопередачи:

F_тр=Q/(K* Дt_ср)

F_тр=1156273/(637,1*59,7)=30,4 м². Таким образом выбираем теплообменник с F_тр =34 м² при длине труб 3м

Расхождение между требуемой поверхностью теплопередачи и поверхностью теплопередачи выбранного теплообменника составляет:

Д=(F- F_тр)*100% / F_тр

Д= (34- 30,4)100 % / 30,4 = 11,8 %

Расчет гидравлического сопротивления теплообменника

Скорость среды в трубах теплообменника:

щ = 4*G₂*z/(3,14*d²*n* с ₂)

z-число ходов выбранного теплообменника; n-число труб; (см.табл.2.3.[2])

щ = 4*2,22*1/(3,14*0,016²*181*1101) = 0,055 м/с.

Для определения коэффициента трения л нужен Re среды Re= 14796

Относительная шероховатость трубы:

e=Д/d_ТП,

где Д-абсолютная шероховатость трубы (средняя высота выступов на поверхности трубы), мм. Принимаем Д=0,2 мм (см. стр.14 [2]) (для стальных труб, бывших в эксплуатации).

e=0,2 /16= 0,0125

При Re>2300

л =0,25{lg[(е/3,7)+(6,81/Re)^0,9]}^-2

т.к. Re= 14796

л =0,25{lg[(0,0125/3,7)+(6,81/14796)^0,9]}^-2 =0,045

Диаметр штуцеров в распределительной камере d_тр.ш=0,150м (см.табл.2.6.[2])

Скорость потока в штуцерах:

щ_тр.ш=4*G₂/(3,14* с₂*d_ш²)= 4* 2,22/(3,14*1101*0,15²)= 0,114 м/с.

Расчетная формула для определения гидравлического сопротивления в трубном пространстве имеет вид (формула(2.35) [2]):

ДР_тр=

ДР_тр= = 38,84 Па

L-длина труб теплообменника, м.

Число рядов труб, омываемых потоком в межтрубном пространстве, m=(181/3)^1/2=8.Число сегментных перегородок х=10(см.табл.2.7[2]). Диаметр штуцеров к кожуху d_мтр.ш.=0,150м,скорость потока в штуцерах

щ_мтр.ш=4*G₁/(3,14* с₁*d_мтр.ш.²)= 4* 0,57/(3,14*897*0,15²)= 0,036 м/с.

Скорость жидкости в наиболее узком сечении межтрубного пространства площадью S_мтр.ш.=0,025м² равна

щ_мтр.ш= G₁ /S_мтр.ш *с₁=0,57/0,025*897=0,025

Сопротивление межтрубного пространства равно

ДР_мтр=

ДР_мтр==21,12Па

5. РАСЧЕТ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ.

5.1 Расчет барометрического конденсатора

Для создания вакуума в выпарных установках обычно применяют конденсаторы смешения с барометрической трубой. В качестве охлаждающего агента используют воду, которая подаётся в конденсатор чаще всего при температуре окружающей среды (около 20°С). Смесь охлаждающей воды и конденсата выливается из конденсатора по барометрической трубе. Для поддержания постоянства вакуума в системе из конденсатора с помощью вакуум-насоса откачивают неконденсирующиеся газы.

Необходимо рассчитать расход охлаждающейся воды, основные размеры (диаметр и высоту) барометрического конденсатора и барометрической трубы, производительность вакуум-насоса.

5.2.1 Расход охлаждающей воды

Расход охлаждающей воды g_b определяют из теплового баланса конденсатора:

G_в=w₃*(I_бк-c_в*t_к)/(c_в*(t_к-t_н)), (5.1)

где I_бк - энтальпия паров в барометрическом конденсаторе, Дж/кг; t_н - начальная температура охлаждающей воды, °С;t_к - конечная температура смеси воды и конденсата, °С.

Разность температур между паром и жидкостью на выходе из конденсатора должна быть 3-5 град. Поэтому конечную температуру воды t_к на выходе из конденсатора примем на 3 град ниже температуры конденсации паров;

При t_бк=68,7°С

t_к=t_бк-3,0=68,7-3,0=65,7°С

Тогда при t_н=26 °С

G_в=0,419 *(2631,93*10^З-4,19*10^З*65,7)/(4,19*10^З*(65,7-26))=5,94 кг/с

5.2.2 Диаметр конденсатора

Диаметр барометрического конденсатора d_бк

d_бк=(4*w₃ /(с*р*v))^0,5, (5.2)

где с - плотность паров, кг/куб.м; v - скорость паров, м/с.

При остаточном давлении в конденсаторе порядка 10⁴ Па скорость паров v=15-25 м/с. Тогда при v=20 м/с:

d_бк=(4*0,419/(0,161 *3,14*20))^0,5=0,41м.

По нормалям НИИХИММАШа [12] подбираем конденсатор диаметром, равным расчётному или ближайшему большему. Определяем его основные размеры. Выбираем барометрический конденсатор диаметром d_бк=500 мм.

5.2.3 Высота барометрической трубы

В соответствии с нормалями [12], внутренний диаметр барометрической трубы d_бт равен 100 мм. Скорость воды в барометрической трубе

v=4*(G_в+w₃)/(с_в*р*(d_бт²)). (5.3)

v=4*(5,94 +0,419)/(1000*3,14*(0,1²))=0,81 м/с.

Высота барометрической трубы

H_бт=B/(с_в*g)+(1+Уо+ л *(H_бт/d_бт)*(v_в²)/(2*g)+0,5. (5.4)

где В - вакуум в барометрическом конденсаторе, Па; Уо - сумма коэффициентов местных сопротивлений; л - коэффициент трения в барометрической трубе; 0,5 - запас высоты на возможное изменение барометрического давления, м.

При Р_бк=30000 Па.

В=Р_атм-Р_бк=98000-30000= 68000 Па

Уо=о_вх+о_вых=0,5+1,0=1,5

где о_вх, о_вых - коэффициенты местных сопротивлений на входе в трубу и на выходе из нее.

Коэффициент трения л зависит от режима течения жидкости. Определим режим течения воды в барометрической трубе:

Re=v_в*d_бт*с_в/м_в=0,81 *0,1 *1000/0,54*10^-3=150000

Для гладких труб при Re= 150000 л =0,303/(lgRe-0,9)²=0,0166

Подставим в (5.4) указанные значения, получим:

Н_бт=68000/(1000*9,8)+(1+1,5+0,0166*(Н_бт/0,1)*(0,81 ²)/(2*9,8))+0,5

Отсюда находим Н_бт=7,6 м.

5.3 Расчет производительности вакуум-насоса

Производительность вакуум-насоса G_возд определяется количеством газа (воздуха), который необходимо удалять из барометрического конденсатора:

G_возд=2,5*10^-5*(w₃ +G_в)+0,01*w₃. (5.5)

где 2,5*10^-5 - количество газа, выделяющегося из 1кг воды; 0,01 - количество газа, подсасываемого в конденсатор через неплотности, на 1кг паров. Тогда

G_возд=2,5*10^-5*(0,419+5,94)+0,01*1,135 =0,0043 кг/c

Объемная производительность вакуум-насоса равна:

V_возд=R*(273+t_возд)*G_возд/(М_возд*Р_возд) (5.6)

где R - универсальная газовая постоянная, Дж/ (кмоль*К); М_возд - молекулярная масса воздуха, кг/моль; t_возд - температура воздуха, °С; Р_возд - парциальное давление сухого воздуха в барометрическом конденсаторе, Па.

Температуру воздуха рассчитывают по уравнению

t_возд=t_н+4+0,1*(t_к-t_н)=26+4+0,1*(65,7 -26)=33,97 °С

Давление воздуха равно:

Р_возд=Р_бк - Р_п,

где Р_п - давление сухого насыщенного пара (Па) при t_возд=33,97 °С.

Подставив, получим:

Р_возд=30*10³ -0,0573*9,8*10⁴=2,4*10⁴ Па

Тогда:

V_возд=8310*(273+33,97)*4,3*10^-3/(29*2,4*10⁴)=0,016 м³/с= 0,96 м³/мин.

Зная объёмную производительность V_возд=0,96 и остаточное давление Р_бк, по каталогу [13] подбираем вакуум-насос типа ВВН-1,5 мощностью на валу N=2,1 кВт.

5.4 Расчет насоса. Насос № 2

В системе стоит два параллельных насоса с одинаковыми характеристиками.

Подберем насос для перекачивания жидкости при температуре t=21°С из открытой емкости в аппарат, работающий под избыточным давлением. Расход жидкости G=2,22 кг/с. Так как насос стоит на одном уровне с емкостью, то учитываем только нагнетательную линию. На линии нагнетания имеется 3 отводов под углом 90°, 5 нормальных вентилей.

Выбор трубопровода.

Примем скорость течения жидкости, равную 2 м/с. Тогда диаметр равен:

d=(4*Q/(р*щ))^0,5. (5.7)

где Q - объемный расход жидкости, .м³/с.

Q=G/с=2,22/1083=0,002 м³/с

при с=1083 кг/.м³

d=(4*0,002/(3,14*2,0))^0,5=0,036 м

Выбираем стальную трубу наружным диаметром 45 мм, толщиной стенки 4 мм. Внутренний диаметр трубы d=0,037 м.

Фактическая скорость воды в трубе

щ=4*Q/(р*d²)=4*0,002/(3,14*0,037²)=1,91 м/с

Примем, что коррозия трубопровода незначительна.

Определение потерь на трение и местные сопротивления

Re=щ*d*с/м=1,91 *0,037*1083/2,4*10^-3=31889,84

при м=2,4*10^-3 Па*с.

т.е режим течения - турбулентный

Примем абсолютную шероховатость равной Д=0,0002 м. Тогда

e=Д/d = 0,0002/0,037=0,0065

Далее получим

1/е=154; 10/е=1542; 560/е=86333

(10/Re < Re <560/e)

Таким образом, для зоны смешанного трения

л=0,11(e+68/Re)^0,25 = 0,034

Определим сумму коэффициентов местных сопротивлений.

Для нагнетательной линии:

1) вход в трубу: внезапное расширение о1=0,64+0,5; Внезапное сужение о1=0,4

2) колено с углом 90°:о2=1,6

3) выход из трубы: о3=1

4) нормальный вентиль: для d= 0,037 мм, равен о4=0,79

Сумма коэффициентов местных сопротивлений в нагнетательной линии:

Уо=о1+3*о2+о3+5* о4=0,64+0,5+0,4+3*1,6+1+5*0,79=11,29

Потерянный напор на нагнетательной линии по формуле

H(п.наг)= (лl/d+ Уо)* щ²/2*g (5.8)

H(п.наг)=(0,034*40/0,037+11,29)*(1,91²)/(2*9,81)=8,9 м.

Общие потери напора:

h(n)=8,9 м

Выбор насоса:

Находим потребный напор насоса по формуле:

Н=(р₂-p₁)/(с*g)+Н(г)+h(п) (5.9)

H=(0,685*10⁶-0,1*10⁶)/(1083*9,81)+10+8,9=73,96 м вод.ст

Полезная мощность насоса:

N=g*с*Q*H (5.10)

N=9,81*1083*0,002*73,96= 1571,5 Вт

Заданным подаче и напору более всего соответствует центробежный насос марки Х90/85, для которого при оптимальных условиях работы Q=2,5*10^-2 м³/с

Н=85 м вод. ст., з_н=0,65. Насос обеспечен электродвигателем АО2-91-2 номинальной мощностью N_н=75кВт, з_дв.=0,89.Частота вращения вала n=48,3с^-1.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте был рассмотрен процесс выпаривания и произведены расчеты основного оборудования, а также было подобрано вспомогательное из стандартного, в результате расчетов были получены следующие результаты:

Выпарной аппарат (по ГОСТ 11987-81): номинальная поверхность теплообмена - 25 м²; диаметр труб -38мм; высота труб-6м;

теплообменник для нагрева исходной смеси (ГОСТ 15118 - 79): поверхность теплопередачи 34 м², диаметр кожуха 400мм; число ходов 1; число труб 181, длиной 3м;

барометрический конденсатор: диаметр -500, высота - 7,6м;

вакуум-насос: марки ВВН -1,5: при оптимальных условиях работы: производительность 1,5м³/мин, остаточное давление - 110 мм. рт. ст, мощность -2,1 кВт- 1 шт.

насос для перекачивания исходной смеси: центробежный насос марки Х90/85: при оптимальных условиях работы: производительность - 0,025 м³/с, гидравлический напор - 85 м. вод.ст, мощность - 75 кВт, частота - 48,3с^-1.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Павлов К. Ф., Романков П. Г., Носков А. А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов. Л.: Химия, 1976. 552 с.

2. Основные процессы и аппараты химической технологии.Пособие по проектированию.Под ред. Ю.И.Дытнерского.М.:Химия,1991.-496с.

3. Справочник химика. М--Л.: Химия, Т. III, 1962. 1006 с. Т. V, 1966. 974 с.

4. Воробьева Г. Я. Коррозионная стойкость материалов в агрессивных средах химических производств. Изд. 2-е. М.: Химия, 1975. 816 с.

5. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии. Изд. 9-е. М.: Химия, 1973. 750 с.

6. Чернышев А. К., Поплавский К. Л., Заичко Н: Д. Сборник номограмм для химико-технологических расчетов. Л.: Химия, 1974, 200 с.

Размещено на Allbest.ru