Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
45
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
УО "Полоцкий государственный университет"
Кафедра химической техники
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по курсу "Процессы и аппараты химической технологии"
на тему: "Расчёт трёхкорпусной прямоточной выпарной установки"
Разработала:
студентка группы 09-МА Бархатова А.В.
Проверила Сафронова Е.В.
Новополоцк
2012г.
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ 3
1. Материальный баланс (расчет нагрузки по корпусам и концентраций) 4
1.1 Концентрации упариваемого раствора 5
2. Определение температур кипения по корпусам 6
3. Определение полезной разности температур, тепловых нагрузок 11
3.1 Определение тепловых нагрузок 12
4. Расчет коэффициентов теплопередачи 14
4.1 Выбор конструкционного материала 14
4.2 Расчет коэффициентов теплопередачи 15
4.3 РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛЕЗНОЙ РАЗНОСТИ ТЕМПЕРАТУР……….23
5. Расчет поверхности теплопередачи и выбор аппарата по ГОСТ. 25
5.1 Утонченный расчет поверхности теплопередачи 25
5.2 РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛЕЗНОЙ РАЗНОСТИ ТЕМПЕРАТУР 33
5.3 РАСЧЕТ ПОВЕРХНОСТИ ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ И ВЫБОР АППАРАТА ПО ГОСТ……………………………………………………. 34
5.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОЛЩЕНЫ СТЕНКИ ИЗОЛЯЦИИ……. 35
6. Расчет барометрического конденсатора 36
6.1 Расход охлаждающей воды 36
6.2 Диаметр конденсатора 37
6.3 Высота барометрической трубы 38
7. Расчет производительности вакуум-насоса 39
8. Расчет и подбор подогревателя сырья. 40
9. Расчет И ПОДБОР ЦИРКУЛЯЦИОННОГО НАСОСА 41
10. РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ШТУЦЕРОВ……………………………………...44
Заключение 47
Литература. 48
Выпаривание – это процесс концентрирования растворов твердых нелетучих веществ путем частичного испарения растворителя при кипении жидкости, то есть когда давление пара над раствором рано давлению в рабочем объеме аппарата.
Выпаривание применяют при концентрировании водных растворов щелочей, солей, для регенерации различных видов растворов с целью возврата их в технологический цикл.
В качестве теплоносителя в выпарных установках применяют обычно водяной пар. Образующийся при выпаривании растворов пар, называется вторичным, или соковым. Значительно реже применяют высокотемпературный обогрев с помощью органических теплоносителей, топочных газов или электронагревателей.
Нагревание выпариваемого раствора в большинстве аппаратов осуществляется путем передачи тепла через стенку и только при обогреве топочными газами - путем непосредственного соприкосновения с нагреваемым раствором.
При работе с небольшими количествами растворов при атмосферном давлении, а часто и под вакуумом применяют одиночные выпарные аппараты, называемые однокорпусными выпарными установками. В этом случае теплота греющего пара используется однократно, а теплота вторичного пара обычно не используется.
Для экономии греющего пара применяют многокорпусные выпарные установки, которые состоят из нескольких выпарных аппаратов. Вторичный пар, выходящий из любого предыдущего корпуса, является греющим паром для последующего, в котором раствор кипит при более низком давлении. Вторичные пар последнего корпуса поступает в конденсатор (если последний работает под вакуумом) или передается на сторону (если процесс в последнем корпусе установки проходит под повышенным давлением).
В многокорпусной выпарной установке первый корпус обогревается свежим паром, вторичный пар из первого корпуса поступает на обогрев второго корпуса, из третьего корпуса пар поступает на обогрев третьего корпуса и т.д. Вторичный пар из последнего корпуса направляется в конденсатор или используется вне аппарата (при работе последнего под повышенным давлением). Таким образом, в многокорпусных выпарных установках вторичный пар используется многократно.
Поверхность теплопередачи каждого корпуса выпарной установки определяют по основному уравнению теплопередачи:
Для определения тепловых нагрузок , коэффициентов теплопередачи K и полезной разности температур необходимо знать распределение упариваемой воды, концентраций растворов и их температур кипения по корпусам. Эти величины находятся методом последовательных приближений.
Производительность установки по выпариваемой воде определяем из уравнения материального баланса:
где, ― расход исходного раствора ;
(масс.)― концентрация исходного раствора;
(масс.)― концентрация конечного раствора.
Подставив, получим:
;
Распределение концентраций раствора по корпусам установки зависит от соотношения нагрузок по выпариваемой воде в каждом аппарате. Примем, что производительность по выпариваемой, воде распределяется между корпусами в соответствии с соотношением:
2
где ,производительность по выпариваемой воде соответственно в первом, втором и третьем корпусах.
Тогда
;
;
.
Далее рассчитываются концентрации растворов в корпусах:
;
.
.
Концентрация раствора в последнем корпусе соответствует заданной концентрации упаренного раствора .
Общий перепад давлений в установке равен:
;
Где, ;
где, давление греющего пара, МПа.
В первом приближении общий перепад давлений распределяют между корпусами поровну. Тогда давления греющего пара во втором и третьем корпусах (в МПа) равны:
II.
III.
Давление пара в барометрическом конденсаторе:
что соответствует заданному давлению в барометрической камере.
По давлениям паров находим их температуры и энтальпии [1]:
|
P, МПа |
t,ºС |
I, |
|
При определении температуры кипения растворов в аппаратах исходят из следующих допущений. Распределение концентраций раствора в выпарном аппарате с интенсивной циркуляцией практически соответствует модели идеального перемешивания, поэтому концентрацию кипящего раствора принимают равной конечной в данном корпусе и, следовательно, температуру кипения раствора определяют при конечной концентрации.
Таким образом, температура кипения раствора в корпусе отличается от температуры греющего пара в последующем корпусе на сумму температурных потерь от температурной () и гидродинамической () депрессий ().
Гидродинамическая депрессия обусловлена потерей давления пара на преодоление гидравлических сопротивлений трубопроводов при переходе из корпуса в корпус. Обычно в расчетах принимают на корпус. Примем для каждого корпуса . Тогда температуры вторичных паров в корпусах равны:
Сумма гидродинамических депрессий:
По температурам вторичных паров определим их давления и энтальпии. Они равны соответственно:
При кипении водных растворов можно принять удельную тепловую нагрузку для аппаратов с принудительной циркуляцией . Исходя из этого, определим ориентировочно интервал площади поверхности теплопередачи.
Ориентировочная поверхность для 1-го корпуса равна:
где – теплота парообразования вторичного пара, Дж/кг
По заданию на курсовой проект дан выпарной аппарат с принудительной циркуляцией и вынесенной зоной кипения по ГОСТ 11987-81 [2] (тип 2, исполнение 1) – аппарат выпарной с принудительной циркуляцией и вынесенной греющей камерой, предназначенный для упаривания вязких растворов, образующих на греющих поверхностях нерастворимый осадок, удаляемый механическим способом, и состоящий из кипятильных труб высотой Н = 6м, при диаметре dн = 38мм и толщине стенки δ = 2мм, номинальной поверхностью теплообмена Fн = 400.
Плотность водных растворов, в том числе раствора NaNO3, при температуре 20 и соответствующих концентрациях в корпусах равна:
; ; .
При определении плотности растворов в корпусах пренебрегаем изменением ее с повышением температуры от 20 до температуры кипения ввиду малого значения коэффициента объемного расширения и ориентировочно принятого значения ε = 0,5.
Давление в среднем слое кипятильных труб корпусов (в Па) равны:
Эти давления соответствуют следующие температуры кипения и теплоты испарения растворителя [1]:
|
Р, МПа |
t, |
r, кДж/кг |
|
= 0,501 |
rвт.1 = 2120,4 |
|
|
= 0,261 |
= 127,7 |
rвт.2 = 2191,3 |
|
= 0,036 |
= 72,72 |
rвт.3 = 2369,14 |
Температурную депрессию определим по уравнению:
Где, T – температура паров в сепараторе, К;
– температурная депрессия при атмосферном давлении и конечной концентрации в аппарате [3]
Находим значение по корпусам (в °С):
Сумма температурных депрессий:
Температуры кипения растворов в корпусах равны (в °С):
Гидростатическая депрессия обусловлена разностью давлений в среднем слое кипящего раствора и на его поверхности. В аппаратах с вынесенной зоной кипения, как с принудительной, так и с естественной циркуляцией кипения раствора происходит в трубе вскипания. В греющих трубах происходит перегрев жидкости по сравнению с температурой кипения на уровне раздела фаз. Поэтому температура кипения раствора в этих аппаратах определяют без учета гидростатических потерь. Перегрев раствора может быть найден из внутреннего баланса тепла в каждом корпусе. Уравнения теплового баланса для j-того корпуса записываются в следующем виде:
,
Где, М – масса циркулирующего раствора.
В аппаратах с принудительной циркуляцией циркуляционные насосы обеспечивают высокоразвитый турбулентный режим при скоростях раствора в трубках υ = 2,0 - 2,5 м/с. Для этих аппаратов масса циркулирующего раствора равна:
Здесь – сечение потока в аппарате ( рассчитываемое по формуле:
,
Где - внутренний диаметр труб, м; H - принятая высота труб, м.
;
;
.
Таким образом, перегрев раствора в j-ом аппарате равен:
Теплоёмкости растворов в зависимости от концентраций по корпусам:
кДж/кгград;
кДж/кгград;
кДж/кгград;
кДж/кгград.
Тогда температуры перегрева растворов по корпусам:
;
;
.
3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛЕЗНОЙ РАЗНОСТИ ТЕМПЕРАТУР, ТЕПЛОВЫХ НАГРУЗОК.
Общая полезная разность температур равна:
Полезные разности температур по корпусам (в °С) равны:
Тогда общая полезная разность температур:
Проверим общую полезную разность температур:
Расход греющего пара в 1-й корпус D, производительность каждого корпуса по выпаренной воде и тепловые нагрузки по корпусам Q1, Q2, Q3определим путем совместного решения уравнений тепловых балансов по корпусам и уравнения баланса по воде для всей установки:
где, 1,03 – коэффициент, учитывающий 3% потерь тепла в окружающую среду; сн, с1, с2 – теплоемкости растворов соответственно исходного в первом и во втором корпусах, [3]; Q1конц, Q2конц, Q3конц – теплоты концентрирования по корпусам, кВт (обычно в инженерных расчетах не учитывается); tн – температура поступления исходного раствора в 1-ый корпус, примем температуру кипения при атмосферном давлении; (где - температурная депрессия для исходного раствора); Iг1, Iг2, Iг3 - энтальпии гр. паров; i1, i2, i3– энтальпии жидкости (воды) при температурах греющих паров. При решении уравнений можно принять:
, .
Решим систему:
Решение этой системы уравнений дает следующие результаты:
;
;
;
;
;
;
.
Результаты расчета сведем в таблицу:
|
Параметр |
Корпус |
||
|
1 |
2 |
3 |
|
|
Производительность по испаряемой воде, , кг/с |
9,19 |
9,76 |
10,57 |
|
Концентрация растворов, x, % |
12 |
19 |
50 |
|
Давление греющих паров, Pг, МПа |
0,7 |
0,47 |
0,24 |
|
Температура греющих паров, tг, С |
164,2 |
148,6 |
124,9 |
|
Температура кипения раствора tк, С |
151,64 |
128,8 |
62,8 |
|
Полезная разность температур, , град |
12,56 |
19,8 |
62,8 |
|
Расход греющего пара, кг/с |
5,4 |
–––– |
–––– |
|
Тепловые нагрузки Q, кВт |
20690,7 |
19522,3 |
21403,7 |
Наибольшее отклонение вычисленных нагрузок по испаряемой воде в каждом корпусе от предварительно принятых (, ), не превышает 3 %, поэтому не будем пересчитывать концентрации и температуры кипения растворов по корпусам.
Выбираем конструкционный материал, стойкий в среде кипящего раствора ; в интервале изменения концентраций от 5 до 50 % [6]. В этих условиях химически стойкой является сталь марки X17. Скорость коррозии ее не менее 0,1 мм/год, коэффициент теплопроводности .
Физические свойства кипящих растворов NaNO3 и водяного пара рассчитываются при средней температуре потока:
Таким образом, средние температуры потока по корпусам:
;
;
;
|
Параметр |
Корпус |
||
|
1 |
2 |
3 |
|
|
Средняя температура потока , |
154 |
131 |
65 |
|
Теплопроводность раствора , Вт/(мК) |
0,67 |
0,663 |
0,627 |
|
Плотность раствора , кг/м3 |
1040 |
1083 |
1368 |
|
Теплоемкость раствора с, Дж/(кгК) |
3884 |
3556 |
2707 |
|
Вязкость раствора , Пас |
0,000338 |
0,000402 |
0,001375 |
Коэффициент теплопередачи для первого корпуса определяют по уравнению аддитивной термических сопротивлений:
Примем, что суммарное термическое сопротивление равно термическому сопротивлению стенки и накипи . Термическое сопротивление загрязнений со стороны пара не учитываем. Получим:
Расчет коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке ведем методом последовательных приближений. Он равен [1]:
где, теплота конденсации греющего пара, (); соответственно плотность (, теплопроводность , вязкость (Па·с) конденсата, при средней температуре пленки , где разность температур конденсации пара и стенки, град.
Средней температуре пленки:
Расчет ведут методом последовательных приближений. В первом приближении примем . Тогда
Для установившегося процесса передачи тепла справедливо уравнение:
где q – удельная тепловая нагрузка, Вт/м2, – перепад температур на стенке, град; – разность между температурой стенки со стороны раствора и температурой кипения раствора, град.
Отсюда
Тогда
Распределение температур в процессе теплопередачи от пара через стенку к кипящему раствору показано на рис. 4.1.
Рис. 4.1.
Распределение температур в процессе теплопередачи от пара к кипящему раствору через многослойную стенку:
1 – пар; 2 – конденсат; 3 –стенка, 4 – накипь; 5 – кипящий раствор
В аппаратах с вынесенной зоной кипения, а также в аппаратах с принудительной циркуляцией обеспечиваются высокие скорости движения растворов в трубах греющей камеры и вследствие этого – устойчивый турбулентный режим течения. Принимая во внимание, что разность температур теплоносителей (греющего пара и кипящего раствора) в выпарном аппарате невелика, для вычисления коэффициента теплоотдачи со стороны жидкости используют эмпирическое уравнение [7]:
Учитывая, что ; ; ,
получим:
,
.
Подставив численные значения, получим:
Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для второго приближения примем :
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для расчета в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой в первом корпусе ( рис. 4.2) и определяем =2,85.
Рис. 4.2
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим , расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%.
Находим коэффициент
Далее рассчитаем коэффициент теплопередачи для второго корпуса К2.
В первом приближении примем . Температура пленки равна:
Тогда
Отсюда
Тогда
Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для второго приближения примем :
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим , расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%.
Находим коэффициент
Рассчитаем коэффициент теплопередачи для третьего корпуса К3.
В первом приближении примем . Температура пленки равна:
Тогда
Отсюда
Тогда
Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для второго приближения примем :
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для расчета в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой в первом корпусе ( рис. 4.3) и определяем =19,45.
Рис. 4.3
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим , расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%.
Находим коэффициент
Найдем распределение полезной разности температур в корпусах, исходя из условия равенства их поверхностей теплопередачи:
где, соответственно полезная разность температур, тепловая нагрузка, коэффициент теплопередачи для j-го корпуса:
Подставив численные значения, получим:
Проверим общую полезную разность температур:
Рассчитаем поверхность теплопередачи выпарных аппаратов по формуле:
,
где –тепловая нагрузка,
– коэффициентов теплопередачи,
– полезная разность температур.
Найденные значения входят в интервал ориентировочной поверхности теплопередачи, найденной ранее. Поэтому нет необходимости вносить коррективы на изменение конструктивных размеров аппаратов. Сравнение распределённых из условия равенства поверхностей теплопередачи и предварительно рассчитанных значений полезных разностей температур представлено ниже:
|
Корпус |
|||
|
1 |
2 |
3 |
|
|
Распределённые в 1-ом приближении значения, ºС |
28,4 |
28,19 |
37,85 |
|
Предварительно рассчитанные значения , ºС |
12,6 |
19,8 |
62,1 |
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 установок. В основу этого перераспределения температур (давлений) должны быть положены полезные разности температур, найденные из условия равенства поверхностей теплопередачи аппаратов.
Второе приближение
В связи с тем, что существенное изменение давлений по сравнению с рассчитанным в первом приближении происходит только в 1-м и 2-м корпусах, во втором приближении принимаем такие значения 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 испаряемое воде,w, |
9,19 |
9,76 |
10,57 |
|
Концентрация растворов x,% |
12 |
19 |
50 |
|
Температура греющего пара в 1-м корпусе |
164,2 |
― |
|
|
Полезная разность температур |
28,4 |
28,19 |
38,85 |
|
Температура кипения раствора
|
135,8 |
104,57 |
62,82 |
|
Температура вторичного пара
|
133,76 |
101,67 |
54,62 |
|
Давление вторичного пара |
0,313 |
0,114 |
0,016 |
|
Температура греющего пара |
― |
132,76 |
100,67 |
Рассчитаем тепловые нагрузки:
Физические свойства кипящих растворов NaNO3 и водяного пара рассчитываются при средней температуре потока:
Таким образом, средние температуры потока по корпусам:
;
;
;
|
Параметр |
Корпус |
||
|
1 |
2 |
3 |
|
|
Средняя температура потока , |
138 |
107 |
65 |
|
Теплопроводность раствора , Вт/(мК) |
0,67 |
0,663 |
0,627 |
|
Плотность раствора , кг/м3 |
1040 |
1083 |
1368 |
|
Теплоемкость раствора с, Дж/(кгК) |
3818 |
3541 |
2707 |
|
Вязкость раствора , Пас |
0,000338 |
0,000402 |
0,001375 |
Средняя температура пленки:
Где, – принятая разность температур конденсации пара и стенки.
Отсюда
Тогда
Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
40954,92 Вт/;
101647,4 .
Как видим .
Для второго приближения примем :
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
6352,14
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для расчета в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой в первом корпусе ( рис.5.1) и определяем =7,74.
Рис. 5.1
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим , расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%.
Находим коэффициент
Далее рассчитаем коэффициент теплопередачи для второго корпуса К2.
В первом приближении примем . Температура пленки равна:
Тогда
Отсюда
Тогда
Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для второго приближения примем :
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для расчета в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой в первом корпусе ( рис.5.2) и определяем =7,95.
Рис. 5.2
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим , расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%.
Находим коэффициент
Рассчитаем коэффициент теплопередачи для третьего корпуса К3.
В первом приближении примем . Температура пленки равна:
Тогда
Отсюда
Тогда
Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для второго приближения примем :
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим .
Для расчета в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой в первом корпусе (рис. 5.3) и определяем =11,15.
Рис. 5.3
Тогда, пренебрегая изменением физических свойств конденсата с изменением температуры:
Отсюда
Тогда
Проверим правильность второго приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:
Вт/;
.
Как видим , расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%.
Находим коэффициент
Найдем распределение полезной разности температур в корпусах, исходя из условия равенства их поверхностей теплопередачи:
где, соответственно полезная разность температур, тепловая нагрузка, коэффициент теплопередачи для j-го корпуса:
Подставив численные значения, получим:
Проверим общую полезную разность температур:
Сравнение полезных разностей температур полученных во 2-м и 1-м приближениях, приведено ниже:
|
Значения |
Корпус |
||
|
1 |
2 |
3 |
|
|
во 2-м приближении |
28,4 |
28,19 |
37,85 |
|
в 1-м приближении: |
28,43 |
27,74 |
38,28 |
Различия между полезными разностями температур по 1-му и 2-му корпусам в 1-м и 2-м приближениях превышают 5%.
Рассчитаем поверхность теплопередачи выпарных аппаратов по формуле:
,
Где, – тепловая нагрузка,
– коэффициентов теплопередачи,
– полезная разность температур.
По ГОСТ 11987—81 [2] выбираем выпарной аппарат со следующими характеристиками:
Номинальная поверхность теплообмена 400
Диаметр труб 38×2
Высота труб 6000
Диаметр греющей камеры 1400
Диаметр сепаратора 3400
Диаметр циркуляционной трубы 900
Общая высота аппарата 17680
Масса сухого аппарата 37300
1- греющая камера; 2- сепаратор; 3- циркуляционная труба; 4- электро-насосный агрегат.
Толщину тепловой изоляции находят из равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции от поверхности изоляции в окружающую среду:
,
Где, – коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(м2К) [7]; – температура изоляции со стороны окружающей среды (воздуха); для аппаратов, работающих в закрытом помещении, выбирают в интервале 35 – 45С, а для аппаратов, работающих на открытом воздухе в зимнее время – в интервале 0 – 10С; – температура изоляции со стороны аппарата; ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата по сравнению с термическим сопротивлением слоя изоляции, принимают равной температуре греющего пара ; – температура окружающей среды (воздуха), С; – коэффициент теплопроводности изоляционного материала, Вт/(м К).
Рассчитаем толщину тепловой изоляции для 1-го корпуса:
В качестве материала для тепловой изоляции выберем совелит (85 % магнезии + 15% асбеста) [10], имеющий коэффициент теплопроводности . Тогда получим:
Принимаем толщину тепловой изоляции 0,048 м и для других корпусов.
Для создания вакуума в выпарных установках обычно применяют конденсаторы смешения с барометрической трубой. В качестве охлаждающего агента используют воду, которая подается 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 охлаждающей воды, основные размеры (диаметр и высоту) барометрического конденсатора и барометрической трубы, производительность вакуум-насоса.
Расход охлаждающей воды GB определяют из теплового баланса конденсатора:
,
Где, – энтальпия паров в барометрическом конденсаторе, Дж/кг; – начальная температура охлаждающей воды, °С; – конечная температура смеси воды и конденсата, °С.
Разность температур между паром и жидкостью на выходе из конденсатора должна быть 7 град. (по условию задания). Поэтому конечную температуру воды на выходе из конденсатора, примем на 7 град ниже температуры конденсации паров:
.
Тогда
Диаметр барометрического конденсатора dбк определяют из уравнения расхода:
Где, – плотность паров, кг/м3; – скорость паров, м/с.
При остаточном давлении в конденсаторе порядка 104 Па скорость паров . Тогда:
По нормалям НИИХИММАШа [11] подбираем конденсатор диаметром, равным расчетному или ближайшему большему. Определяем его основные размеры. Выбираем барометрический конденсатор диаметром dбк=2000 мм. Его основные размеры:
Табл.6.1
Основные размеры барометрического конденсатора
|
Толщина стенки аппарата S |
10 |
|
Расстояние от верхней полки до крышки аппарата а |
1300 |
|
Расстояние от нижней полки до днища аппарата r |
1200 |
|
Ширина полки b |
1250 |
|
Расстояние между осями конденсатора и ловушки: |
|
|
К1 |
1650 |
|
К2 |
1660 |
|
Высота установки H |
8500 |
|
Ширина установки Т |
3450 |
|
Диаметр ловушки D |
800 |
|
Высота ловушки h |
2300 |
|
Диаметр ловушки D1 |
800 |
|
Высота ловушки h1 |
1550 |
|
Расстояние между полками |
|
|
а1 |
500 |
|
а2 |
650 |
|
а3 |
800 |
|
а4 |
950 |
|
а5 |
1070 |
|
Условные проходы штуцеров |
|
|
для входа пара (А) |
800 |
|
для входа воды (Б) |
400 |
|
для выхода парогазовой смеси (В) |
250 |
|
для барометрической трубы (Г) |
400 |
|
воздушник (С) |
25 |
|
для входа парогазовой смеси (И) |
250 |
|
для выхода парогазовой смеси (Ж) |
250 |
|
для барометрической трубы (Е) |
100 |
В соответствии с нормалями [11], внутренний диаметр барометрической трубы 400 мм. Скорость воды в барометрической трубе:
Высота барометрической трубы
Где, Pвак – вакуум в барометрическом конденсаторе, Па; – сумма коэффициентов местных сопротивлений; – коэффициент трения в барометрической трубе; 0,5 — запас высоты на возможное изменение барометрического давления, м.
,
Где, , – коэффициенты местных сопротивлений на входе в трубу и на выходе из нее.
Коэффициент трения зависит от режима течения жидкости. Определим режим течения воды в барометрической трубе:
Для гладких труб при коэффициент трения = =0,012[1].
Подставив значения получим:
Отсюда находим м.
Производительность вакуум-насоса Gвозд определяется количеством газа (воздуха), который необходимо удалять из барометрического конденсатора:
,
Где, - количество газа, выделяющегося из 1 кг воды; 0,01 - количество газа, всасываемого в конденсатор через неплотности, на 1 кг паров.
Тогда:
Объемная производительность вакуум-насоса равна:
,
Где, R — универсальная газовая постоянная, Дж/(кмоль·К); Мвозд – молекулярная масса воздуха, кг/кмоль; tвозд – температура воздуха, °С; Рвозд – парциальное давление сухого воздуха в барометрическом конденсаторе, Па.
Температуру воздуха рассчитывают по уравнению:
=25
Давление воздуха равно:
,
Где, давление сухого насыщенного пара (Па) при . Подставив, получим:
Тогда:
Зная объемную производительность и остаточное давление ,по каталогу [12] подбираем вакуум-насос типа ВВН–50 мощностью на валу N=94 кВт и производительностью 50 м3/мин.
где, К=1000 Вт/(― коэффициент теплопередачи (от конденсирующегося пара к жидкости) [1].
― средняя разность температур потоков, при противоточном движении теплоносителей.
Рассчитаем среднюю разность температур:
164,2 164,2
20 135,8
;
;
Отсюда:
Расход тепла необходимый на нагрев жидкости :
Определяем необходимую поверхность теплообмена:
2
По рассчитанной поверхности выбираем теплообменник по ГОСТ 15118-79
|
Диаметр кожуха внутренний, мм |
800 |
|
Число труб (общее) |
618 |
|
Число труб (на один ход) |
103 |
|
Длина труб, м |
6 |
|
Площадь поверхности теплообменника, м² |
233 |
|
Диаметр труб, мм |
20×2 |
Выбираем насос (по напору и мощности).
Выбираем диаметр трубопровода, приняв скорость смеси во всасывающий и нагнетательной линиях одинаковой и равной 2 м/с .
Где - количество поступающего раствора, кг/с, - плотность раствора при t=18 и концентрации 9%, - скорость смеси, во всасывающий и нагнетательной линиях принимаем одинаковой и равной 2 м/с.
Выбираем трубопровод из труб углеродистой стали, диаметром 159х4,5 мм, с внутренним диаметром d =150 мм. (стр.16, [2]).
Тогда скорость потока:
Принимаем, что трубопровод стальной - коррозия трубопровода незначительна.
Рассчитываем потери на трение и местные сопротивления.
Определяем критерий Рейнольдса:
Где, d - внутренний диаметр трубопровода, м; - динамическая вязкость сырья при температуре t=18 , Па.
Режим турбулентный.
Среднее значение абсолютной шероховатости стенок труб ξ=0,2.
Относительная шероховатость :
Определяем характер трения в трубе:
Таким образом, в трубопроводе имеет место смешанное трение, и расчёт следует проводить по формуле:
Сумма коэффициентов местных сопротивлений для всасывающей линии:
,
Где, = 0,5 – вход в трубу с острыми краями;
– прямоточный вентиль (для d=150мм и);
1,0∙0,11 = 0,11 – отвод под углом 90.
оптимально выбираем 30м, а для нагнетательной 40м.
Потери напора на всасывающей линии:
Сумма коэффициентов местных сопротивлений для нагнетательной линии:
Где, =1 – выход из трубы;
=1,00,11=0,11 – отвод под углом ;
1,13∙0,11 = 0,12 – отвод под углом 110.
Тогда:
Потери напора на нагнетательной линии:
Общие потери напора:
=3,04 м
Рассчитываем полный напор, развиваемый насосом:
Где, p1= 1ат. - давление в аппарате из которого перекачивается жидкость;
p2=4,81ат. - давление в аппарате, в который подается жидкость.
НГ - геометрическая высота подъёма жидкости, принимаем примерно половины высоты циркуляционной трубы 4,2 м.
Полезная мощность насоса:
Для ц/б насоса средней производительности принимаем: = 0,6;
= 1.
Тогда мощность, потребляемая двигателем насоса принимаем ηдв = 0,85
По приложению 1.1 [2] принимаю насос центробежный со следующими характеристиками:
- марка Х20/31;
- Q = 5,5 м3/с;
- H = 18 м ст.жидкости;
- ηн = 0,55;
- электродвигатель АО2-41-2;
- N = 5,5 кВт;
- ηдв = 0,87;
- n = 48,3 .
Внутренний диаметр трубопровода круглого сечения рассчитывается по формуле:
,
Где, Q – объемный расход среды, м3/с,
w – скорость ее перемещения, м/с.
Расходы перекачиваемых сред нам известны, следовательно для расчета диаметра трубопровода требуется определить единственный параметр – скорость. Чем больше скорость, тем меньше диаметр трубопровода, т. е. меньше стоимость трубопровода, его монтажа и ремонта. Однако с увеличением скорости растут потери напора в трубопроводе, что приводит к перепаду давления, необходимого для перемещения среды, и, следовательно, к росту затрат энергии на ее перемещение.
Оптимальный диаметр трубопровода, при котором суммарные затраты на перемещение жидкости или газа минимальны, следует находить путем технико-экономических расчетов. На практике можно исходить из значений скоростей, приведенных в [4].
Диаметры штуцеров выбираем по диаметрам соответствующих трубопроводов.
Рис. 1
Конструкция стандартного стального приварного фланцевого штуцера с приварным плоским фланцем и тонкостенным патрубком
Штуцер для ввода греющего пара.
Массовый расход ;
Плотность: – плотность греющего пара при t=164,2;
Объемный расход:
Внутренний диаметр трубопровода:
Выбираем по ОСТ 26-1404 – 76 –– ОСТ 26-1410 – 76 штуцер с условным диаметром . Его основные характеристики:
.
Т. е. внутренний диаметр трубы равен: d = 506 мм.
Штуцер для входа (выхода) вторичного пара.
Примем штуцер с и следующими характеристиками:
.
Т. е. внутренний диаметр трубы равен: d = 506 мм.
Штуцер для входа (выхода) раствора.
Массовый расход:;
Плотность:
Объемный расход:
;
Внутренний диаметр трубопровода:
=
Штуцер с с характеристиками:
.
Т. е. внутренний диаметр трубы равен: d = 138 мм.
Штуцер для выхода конденсата и слива:
Массовый расход:;
Плотность:
Объемный расход:
Внутренний диаметр трубопровода:
Штуцер с и характеристиками:
мм,
мм.
Т. е. внутренний диаметр трубы равен:.
В ходе работы рассчитала и спроектировала трехкорпусную выпарную установку для выпаривания раствора, на основе заданных параметров. Определила её основные геометрические размеры; подобрала вспомогательное оборудование, необходимое для поддержания технологического режима в аппарате.