МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙФЕДЕРАЦИИ
Омский Государственный ТехническийУниверситет
Кафедра «Химическая технологияорганических веществ»
Специальность «Химическая технологияпереработки нефти и газа»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
На тему: «Расчёт многокорпусной выпарной установки»
по дисциплине «Процессы и аппаратыхимической технологии»
Омск 2010
Содержание
Введение
Основныеусловные обозначения
1. Определениеповерхности теплопередачи выпарных аппаратов
1.1 Расчётконцентраций упариваемого раствора
1.2Определение температур кипения растворов
1.3 Расчётполезной разности температур
1.4Определение тепловых нагрузок
1.5 Выборконструкционного материала
1.6 Расчёткоэффициентов теплопередачи
1.7Распределение полезной разности температур
1.8Уточнённый расчёт поверхности теплопередачи
2.Определение толщины тепловой изоляции
3. Расчётбарометрического конденсатора
3.1Определение расхода охлаждающей воды
3.2 Расчётдиаметра барометрического конденсатора
3.3 Расчётвысоты барометрической трубы
4. Расчётпроизводительности вакуум-насоса
5. Расчётдиаметров трубопроводов и подбор штуцеров
6. Расчётнасоса для подачи исходной смеси
7. Расчёттеплообменника-подогревателя
8. Расчётвспомогательного оборудования выпарной установки
8.1. Расчётконденсатоотводчиков
8.1.1 Расчётконденсатоотводчиков для первого корпуса выпарной установки
8.1.2 Расчётконденсатоотводчиков для второго корпуса выпарной установки
8.1.3 Расчётконденсатоотводчиков для третьего корпуса выпарной установки
8.2 Расчётёмкостей
9.Механические расчёты основных узлов и деталей выпарного аппарата
9.1 Расчёттолщины обечаек
9.2 Расчёттолщины днищ
9.3Определение фланцевых соединений и крышек
9.4 Расчетаппарата на ветровую нагрузку
9.5 Расчётопор аппарата
Заключение
Библиографическийсписок
Приложения
Введение
В химической промышленности выпариванию подвергают растворытвердых веществ (главным образом водные растворы щелочей, солей и др.), а такжерастворы высококипящих жидкостей, обладающих при температуре выпаривания оченьмалым давлением пара (некоторые минеральные и органические кислоты, многоатомныеспирты и др.).
Концентрированные растворы и твердые вещества, получаемые врезультате выпаривания, легче и дешевле перерабатывать, хранить и транспортировать.
Тепло для выпаривания можно подводить любыми теплоносителями,применяемыми при нагревании. Однако в подавляющем большинстве случаев вкачестве греющего агента при выпаривании используют водяной пар, который называютгреющим или первичным.
Пар, образующийся при выпаривании кипящего раствора, называютвторичным. Тепло, необходимое для выпаривания раствора, обычно подводится черезстенку, отделяющую теплоноситель от раствора.
Процессы выпаривания проводят под вакуумом, при повышенном иатмосферном давлениях. Выбор давления связан со свойствами выпариваемого раствораи возможностью использования тепла вторичного пара.
При выпаривании под вакуумом становится возможным проводитьпроцесс при более низких температурах, что важно в случае концентрированиярастворов веществ, склонных к разложению при повышенных температурах. Крометого, при разрежении увеличивается полезная разность температур, что позволяетуменьшить поверхность нагрева аппарата, а также использовать греющий агентболее низких температуры и давления. Вследствие этого выпаривание под вакуумомшироко применяют для концентрирования высококипящих растворов. Применениевакуума дает возможность использовать в качестве греющего агента, кроме первичногопара, вторичный пар самой выпарной установки. При выпаривании под давлениемвыше атмосферного также можно использовать вторичный пар, что позволяет лучшеиспользовать тепло. Однако выпаривание под избыточным давлением сопряжено сповышением температуры кипения раствора, поэтому данный способ применяется лишьдля выпаривания термически стойких веществ.
При выпаривании при атмосферном давлении вторичный пар не используетсяи обычно удаляется в атмосферу.
Наиболее распространены многокорпусные выпарные установки,состоящие из нескольких выпарных аппаратов, в которых вторичный пар каждогопредыдущего корпуса направляется в качестве греющего в последующий корпус. Приэтом давление в последовательно соединенных корпусах снижается таким образом,чтобы обеспечить разность температур между вторичным паром из предыдущегокорпуса и раствором кипящем в данном корпусе, т.е. создать необходимую движущуюсилу процесса выпаривания. В этих установках первичным паром обогреваетсятолько первый корпус, следовательно, в многокорпусных установках достигаетсязначительная экономия первичного пара по сравнению с однокорпусными установкамитой же производительности.
По относительному движению греющего пара и выпариваемого растворавыпарные установки разделяют на несколько групп :
а) прямоточные выпарные установки для растворов, обладающихвысокой температурной депрессией;
б) противоточные — для растворов обладающих высокой вязкостьюпри повышении их концентрации (в этих схемах между ступенями ставят насосы);
в) установки с параллельным питанием — для легко кристаллизующихсярастворов;
г) установки с отпуском части вторичных паров потребителем;
д) выпарные установки со смешанным питанием корпусов длярастворов с повышенной вязкостью.
При больших производительностях (от нескольких кубическихметров в час и выше), что характерно для промышленности, выпаривание проводятпо непрерывному принципу. В аппаратах непрерывного действия обычно создаютусловия для интенсивной циркуляции раствора, т.е. в таких аппаратахгидродинамическая структура потоков близка к модели идеального смешения.Поэтому концентрация раствора в таких аппаратах ближе к конечной, что приводитк ухудшению условий теплопередачи (т.к., с повышением концентрации раствораувеличивается его вязкость и, следовательно, снижается коэффициент теплоотдачиот стенки к раствору).
Периодическое выпаривание проводят при малыхпроизводительностях и необходимости упаривания раствора до существенно высокихконцентраций.
Обоснование выбора установки.
В данном проекте рассматривается многокорпуснаявакуум-выпарная установка с естественной циркуляцией раствора в корпусах ивынесенной греющей камерой (тип 1, исполнение 2), работающая при прямоточном движениигреющего пара и раствора.
Достоинства проведения выпаривания в установке с разрежениемв последнем корпусе рассмотрены выше. Это возможность проводить процесс приболее низких температурах; увеличение полезной разности температур и,следовательно, уменьшение поверхности нагрева аппарата, а также возможностьиспользовать в качестве греющего агента вторичный пар самой установки.Использование многокорпусной установки дает экономию греющего пара и тепла.
Использование многокорпусной установки дает экономию греющегопара и тепла. При размещении греющей камеры вне корпуса аппарата имеетсявозможность повысить интенсивность выпаривания за счет увеличения длиныкипятильных труб. Аппараты с вынесенной греющей камерой имеют кипятильныетрубы, длины которых часто достигают 6-7 метров. Они работают при более интенсивной циркуляции, что обусловлено тем, что циркуляционная труба не обогревается, аподъемный и опускной участки циркуляционного корпуса значительную высоту.Выносная греющая камера легко отделяется от корпуса аппарата, что облегчает иускоряет чистку и ремонт.
Описание технологической схемы.
Технологическая схема процесса выпаривания представлена начертеже 1. Исходный разбавленный раствор из емкости Е1 центробежным насосом Н1подается в теплообменник Т (где подогревается до температуры близкой ктемпературе кипения), а затем в первый корпус АВ1 выпарной установки.Предварительный подогрев раствора повышает интенсивность кипения в выпарном аппаратеАВ1
Первый корпус обогревается свежим водяным паром. Вторичныйпар, образующийся при концентрировании раствора в первом корпусе, направляетсяв качестве греющего во второй корпус выпарной установки АВ2. Сюда же поступаетчастично сконцентрированный раствор из первого корпуса АВ1. Аналогично третийкорпус АВ3 обогревается вторичным паром второго корпуса АВ2 и в немпроизводится концентрирование раствора, поступившего из второго корпуса АВ2.
Самопроизвольный переток раствора и вторичного пара в следующиекорпуса возможен благодаря общему перепаду давлений, возникающему в результатесоздания вакуума конденсацией вторичного пара последнего корпуса вбарометрическом конденсаторе смешения КБ (где заданное давление поддерживаетсяподачей охлаждающей воды и отсосом неконденсирующихся газов вакуум – насосомНВ). Смесь охлаждающейся воды и конденсата выводится из конденсатора при помощибарометрической трубы с гидрозатвором. Образующийся в третьем корпусе АВ3выпарной установки концентрированный раствор центробежным насосом Н2 подается впромежуточную емкость упаренного раствора Е2. Конденсат греющих паров извыпарных аппаратов и теплообменника выводится с помощью конденсатоотводчиков.
Основные условные обозначения
с – теплоёмкость, дж/(кг∙К);
d – диаметр, м;
D – расход греющего пара, кг/с;
F – поверхность теплопередачи, м2;
G – расход, кг/с;
g – ускорение свободного падения, м/с2;
Н – высота, м;
I – энтальпия пара, кДж/кг;
I – энтальпия жидкости, кДж/кг;
К – коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 ∙ К);
Р – давление, Мпа;
Q – тепловая нагрузка, кВт;
q – удельная тепловая нагрузка, Вт/м2;
r – теплота парообразования, кДж/кг;
T, t – температура,град;
W, w –производительность по испаряемой воде, кг/с;
x – концентрация, % (масс.);
α – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2 ∙К);
ρ – плотность, кг/м3;
μ – вязкость, Па ∙ с;
λ – теплопроводность, Вт/(м ∙ К);
σ – поверхностное натяжение, Н/м;
Re – критерий Рейнольдса;
Nu – критерий Нуссельта;
Pr – критерий Прандтля.
Индексы:
1, 2, 3 – первый, второй, третий корпус выпарной установки;
в – вода;
вп – вторичный пар;
г – греющий пар;
ж – жидкая фаза;
к – конечный параметр;
н – начальный параметр4
ср – средняя величина;
ст – стенка.
1. Определение поверхности теплопередачи выпарныхаппаратов
Поверхность теплопередачи каждого корпуса выпарной установкиопределяют по основному уравнению теплопередачи, м2:
/> (1)
Для определения тепловых нагрузок Q, коэффициентов теплопередачи К и полезных разностейтемператур Δtп необходимо знать распределениеупариваемой воды, концентраций растворов и их температур кипения по корпусам.Эти величины находят методом последовательных приближений.
Первое приближение.
Производительность установки по выпариваемой воде определяютиз уравнения материального баланса:
/> (2)
где />– расходупариваемого раствора, кг/с; />начальнаяконцентрация раствора, % (масс.); />конечнаяконцентрация раствора, % (масс.).
Подставив, получим:
/> кг/с.
1.1 Расчёт концентраций упариваемого раствора
Распределение концентраций раствора по корпусам установкизависит от соотношения нагрузок по выпариваемой воде в каждом аппарате. Впервом приближении на основании практических данных принимают, что производительностьпо выпариваемой воде распределяется между корпусами в соответствии с соотношением:
/>
где />производительностьпо испаряемой воде в первом корпусе, кг/с; /> производительностьпо испаряемой воде во втором корпусе, кг/с; /> производительностьпо испаряемой воде в третьем корпусе, кг/с;
Тогда
/> кг/с,
/> кг/с,
/> кг/с.
Далее рассчитывают концентрации растворов в корпусах:
/> (7,9 %),
/> (12,24 %),
/> (30%).
Концентрация раствора в последнем корпусе х3соответствует заданной концентрации упаренного раствора хк.
1.2 Определение температур кипения растворов
Общий перепад давлений в установке равен, МПа:
/> (3)
где />давление греющегопара в первом корпусе, МПа; />давлениегреющего пара в барометрическом конденсаторе, МПа.
Подставив, получим, МПа:
/>
В первом приближении общий перепад давлений распределяютмежду корпусами поровну. Тогда давления греющих паров в корпусах (в МПа) равны:
РГ1 = 0,4
/>
/>
Давление пара в барометрическом конденсаторе:
/>
Что соответствует заданной величине РБК.
По давлениям паров находим их температуры и энтальпии [2]:
Давление, Мпа Температура, °С Энтальпия, кДж/кг
Рг1 = 0,4
tг1 = 143,5
I1 = 2739,6
Рг2 = 0,277
tг2 = 131
I2 = 2722
Рг3 = 0,153
tг3 = 112,1
I3 = 2708,4
Рбк = 0,03
tбк = 69
Iбк = 2623,4
При определении температуры кипения растворов в аппаратахисходят из следующих допущений. Распределение концентраций раствора в выпарномаппарате с интенсивной циркуляцией практически соответствует модели идеальногоперемешивания. Поэтому концентрацию кипящего раствора принимают равной конечнойв данном корпусе и, следовательно, температуру кипения раствора определяют приконечной концентрации.
Изменение температуры кипения по высоте кипятильных трубпроисходит вследствие изменения гидростатического давления столба жидкости.Температуру кипения раствора в корпусе принимают соответствующей температурекипения в среднем слое жидкости. Таким образом, температура кипения раствора вкорпусе отличается от температуры греющего пара в последующем корпусе на суммутемпературных потерь от температурной (Δ’), гидростатической(Δ”) и гидродинамической (Δ”’) депрессий.
Гидродинамическая депрессия обусловлена потерей давления парана преодоление гидравлических сопротивлений трубопроводов при переходе изкорпуса в корпус. Обычно в расчётах принимают Δ”’ = 1,0 – 1,5град на корпус. Примем для каждого корпуса Δ”’ = 1 град. Тогдатемпературы вторичных паров в корпусах (в °С) равны:
/> °С
/> °С
/> °С
Сумма гидродинамических депрессий:
/> °С
По температурам вторичных паров определим их давления [2]:Температура, °С Давление, МПа
tвп1 = 132
Рвп1 = 0,2866
tвп2 = 113,1
Рвп2 = 0,1579
tвп3 = 70
Рвп3 = 0,0312
Гидростатическая депрессия обусловлена разностью давлений всреднем слое кипящего раствора и на его поверхности. Давление в среднем слоекипящего раствора Рср каждого корпуса определяется по уравнению:
/> (4)
где РВП – давление вторичных паров, МПа; Н –высота кипятильных труб в аппарате, м; ρ – плотность кипящего раствора,кг/м3; ε – паронаполнение (объёмная доля пара в кипящемрастворе), м3/м3.
Для выбора значения Н необходимо ориентировочно оценить поверхностьтеплопередачи выпарного аппарата FОР. При кипении водных растворов можнопринять удельную тепловую нагрузку аппарата с естественной циркуляцией q = 20000 – 50000 Вт/м2.Примем q = 20000 Вт/м2. Тогда поверхностьтеплопередачи первого корпуса ориентировочно равна:
/> м2
где r1 = 2178,2 кДж/кг – теплотапарообразования вторичного пара [2].
По ГОСТ 11987-81 трубчатые аппараты с естественнойциркуляцией и вынесенной греющей камерой (тип 1, исполнение 2) состоят изкипятильных труб высотой 4 и 5 м при диаметре dН = 38 мм и толщине стенки δСТ = 2 мм. Примем высоту кипятильных труб Н = 4 м. При пузырьковом (ядерном) режиме кипения паронаполнениесоставляет ε = 0,4 – 0,6. Примем ε = 0,5. Плотность водных растворовпри температуре 35 °С и соответствующих концентрациях в корпусах равна [3]:
ρ1 = 1072 кг/м3; ρ2= 1095 кг/м3; ρ3 = 1323 кг/м3.
При определении плотности растворов в корпусах пренебрегаемизменением её с повышением температуры от 35 °С до температуры кипения ввидумалого значения коэффициента объёмного расширения и ориентировочно принятого значенияε.
Давления в среднем слое кипятильных труб корпусов (в Па)равны:
/>
/>
/>
Этим давлениям соответствуют следующие температуры кипения итеплоты испарения растворителя [2]:Давление, МПа Температура, °С Теплота испарения, кДж/кг
Р1ср = 0,2971
t1ср = 133
rвп1 = 2165,2
Р2ср = 0,1686
t2ср = 115,3
rвп2 = 2214
Р3ср = 0,0442
t3ср = 78,2
rвп3 = 2311
Определяем гидростатическую депрессию по корпусам (°С):
/>
/>
/>
Сумма гидростатических депрессий равна:
/> °С
Температурная депрессия Δ определяется по уравнению:
/> (5)
где Т – температура паров в среднем слое кипятильных труб, К;rВП– теплота парообразования вторичногопара, кДж/кг; /> - температурнаядепрессия при атмосферном давлении, К [3].
Находим значение Δ’ по корпусам (в °С):
/>
/>
/>
Сумма температурных депрессий равна:
/> °С
Температуры кипения растворов в корпусах равны (в °С):
/>
/>
/>
В аппаратах с вынесенной греющей камерой и естественнойциркуляцией обычно достигаются скорости раствора v = 0,6 – 0,8 м/с. Для этих аппаратов масса циркулирующегораствора равна:
/> (6)
где ρ– плотность раствора, кг/м3; S – сечение потока в аппарате, м2.
Сечение потока в аппарате S рассчитываемое по формуле:
/> (7)
где dВН – внутренний диаметр труб, м; Н –принятая высота труб, м.
Таким образом, перегрев раствора в j-м аппарате Δtперjравен:
/> (8)
где IВП – энтальпия вторичного греющегопара, кДж/кг; сВ, сН – теплоемкости соответственно водыи конденсата греющего пара, кДж/(кг×К); tК – температура конденсата греющего пара, К; М – массаконденсата, кг.
Полезная разность температур в каждом корпусе может бытьрассчитана по уравнению:
/> (9)
Анализ этого уравнения показывает, что величина Δtпер/2 представляет собой дополнительнуютемпературную потерю. В связи с этим общую полезную разность температурвыпарных установок с аппаратами с вынесенной зоной кипения нужно определять последующему выражению:
/> (10)
1.3 Расчёт полезной разности температур
Общая полезная разность температур равна:
/> (11)
Полезные разности температур по корпусам (в °С) равны:
/>
/>
/>
Тогда общая полезная разность температур равна:
/> °С
Проверим общую полезную разность температур:
/> °С
1.4 Определение тепловых нагрузок
Расход греющего пара в первый корпус, производительностькаждого корпуса по выпаренной воде и тепловые нагрузки по корпусам определимпутём совместного решения уравнений тепловых балансов по корпусам и уравнениябаланса по воде для всей установки:
/> (12)
/> (13)
/> (14)
/> (15)
где 1,03 – коэффициент, учитывающий 3 % потерь в окружающуюсреду; сН, с1, с2 – теплоёмкости растворовсоответственно исходного (начальной концентрации), в первом и во второмкорпусе, кДж/(кг∙К); Q1конц, Q2конц, Q3конц – теплота концентрирования покорпусам, кВт; tН – температура кипения исходногораствора в первом корпусе, °С:
/>
где /> - температурнаядепрессия для исходного раствора. При решении уравнений (12) – (15) можнопринять Iвп1 ≈ Iг2; Iвп2 ≈ Iг3; Iвп3 ≈ Iбк.
Анализ зависимостей теплоты концентрирования от концентрациии температуры показал, что она наибольшая для третьего корпуса. Поэтомурассчитаем теплоту концентрирования для третьего корпуса:
/> (16)
где Gсух – производительность аппаратов посухому Na2SO4, кг/с; Δq – разностьинтегральных теплот растворения при концентрациях х2 и х3,кДж/кг [4].
/> кВт
Сравним Q3конц с ориентировочной тепловой нагрузкойдля третьего корпуса Q3ОР:
/>
Поскольку Q3конц составляет значительно меньше 3% от Q3ор, в уравнениях тепловых балансов покорпусам пренебрегаем величиной Qконц.
Получим:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Решаем эту систему уравнений:
/>
/>
/>
/>
/> кг/с
/> кг/с
/> кг/с
/>
/> кг/с
Решение системы уравнений даёт следующие результаты: D = 0,83 кг/с; w1 = 0,83 кг/с; w2 = 0,89 кг/с; w3 = 0,95 кг/с; Q1 = 1854,5 кВт; Q2 = 1820,5 кВт; Q3 = 2000,5 кВт.
Наибольшее отклонение вычисленных нагрузок по испаряемой водев каждом корпусе от предварительно принятых (w1 = 0,81 кг/с; w2 = 0,89 кг/с; w3 = 0,97 кг/с) не превышают 5 %, поэтому не будемпересчитывать концентрации и температуры кипения растворов по корпусам.
Полученные величины сводим в таблицу 1.
Таблица 1 Параметрырастворов и паров по корпусамПараметр Корпус 1 2 3 Производительность по испаряемой воде w, кг/с 0,83 0,89 0,95 Концентрация растворов х, % 7,9 12,24 30
Давление греющих паров Рг, Мпа 0,4 0,277 0,153
Температура греющих паров tг, °С 143,5 131 112,1 Температурные потери ΣΔ, град 2,74 4,3 11,62
Температура кипения раствора tк, °С 133,74 116,4 80,62
Полезная разность температур, Δtп, град 9,76 14,6 31,48
1.5 Выбор конструкционного материала
Выберем конструкционный материал, стойкий в среде кипящего раствораNa2SO4 в интервале изменения концентраций от 6 до 30 % [5]. В этихусловиях химически стойкой является сталь марки Х17. Скорость коррозии её менее0,1 мм/год, коэффициент теплопроводности λст = 25,1 Вт/(м∙К).
1.6 Расчёт коэффициентов теплопередачи
Коэффициент теплопередачи для первого корпуса К определяют поуравнению аддитивности термических сопротивлений:
/> (17)
где α1, α2 – коэффициентытеплоотдачи от конденсирующегося пара к стенкеи от кипящего раствора к стенке соответственно, Вт/(м2×К);δ – толщина стенки, м; λ – коэффициент теплопроводности,Вт/(м×К).
Примем, что суммарное термическое сопротивление равно термическомусопротивлению стенки δст/λст и накипи δн/λн.Термическое сопротивление загрязнений со стороны пара не учитываем. Получим:
/> (м2∙К)/Вт
Коэффициент теплопередачи от конденсирующегося пара к стенкеα1 равен:
/> (18)
где r1 – теплота конденсации греющего пара,Дж/кг; ρж1, λж1, μж1 – соответственноплотность (кг/м3), теплопроводность [Вт/(м∙К)], вязкость (Па∙с)конденсата при средней температуре плёнки tпл = tг1 – Δt1/2, где Δt1 – разность температур конденсациипара и стенки, град.
Физические свойства конденсата Na2SO4 при средней температуре плёнкисведём в таблицу 2.
Теплопроводность была рассчитана по формуле [7]:
/> (19)
где М – молекулярная масса Na2SO4, равная 142 г/моль; ср –удельная теплоёмкость, Дж/(кг∙К).
Таблица 2 Физическиесвойства конденсата при средней температуре плёнкиПараметр Корпус 1 2 3 Теплота конденсации греющего пара r, кДж/кг 2137,5 2173 2224,4
Плотность конденсата при средней температуре плёнки ρж, кг/м3 924 935 950
Теплопроводность конденсата при средней температуре плёнки λж, Вт/(м∙К) 0,685 0,686 0,685
Вязкость конденсата при средней температуре плёнки μж, Па∙с
0,193 ∙ 10-3
0,212 ∙ 10-3
0,253 ∙ 10-3
Расчёт α1 ведут методом последовательныхприближений. В первом приближении примем Δt1 = 2,0 град. Тогда:
/> Вт/(м2∙К)
Для установившегося процесса передачи тепла справедливоуравнение:
/>
где q –удельная тепловая нагрузка, Вт/м2; Δtст – перепад температур на стенке, град; Δt2 – разность между температурой стенки со стороныраствора и температурой кипения раствора, град.
Распределение температур в процессе теплопередачи от парачерез стенку к кипящему раствору показано на рисунке 2.
/>
Рис. 1. Распределение температур в процессе теплопередачи отпара к кипящему раствору через многослойную стенку: 1 – пар; 2 – конденсат; 3 –стенка; 4 – накипь; 5 – кипящий раствор.
/> град
Тогда:
/> град
Коэффициент теплопередачи от стенки к кипящему раствору дляпузырькового кипения в вертикальных кипятильных трубах при условии естественнойциркуляции раствора [6] равен:
/> (20)
где ρж, ρП, ρ0– соответственно плотность жидкости, пара и пара при абсолютном давлении р = 1ат., кг/м3; σ – поверхностное натяжение, Н/м; μ – вязкостьраствора, Па∙с.
Физические свойства раствора Na2SO4 в условиях кипения приведены в таблице3.
/>
/> Вт/(м2∙К)
Таблица 3 Физическиесвойства кипящих растворов Na2SO4 и их паров:Параметр Корпус 1 2 3 Теплопроводность раствора λ, Вт/(м∙К) 0,342 0,354 0,378
Плотность раствора ρ, кг/м3 1071 1117 1328 Теплоёмкость раствора с, Дж/(кг∙К) 3855 3771 3205 Вязкость раствора μ, Па∙с
0,24 ∙ 10-3
0,29 ∙ 10-3
0,675 ∙ 10-3 Поверхностное натяжение σ, Н/м 0,0746 0,0758 0,0803
Теплота парообразования rв, Дж/кг
2173 ∙ 103
2242 ∙ 103
2333 ∙ 103
Плотность пара ρп, кг/м3 1,58 0,91 0,1979
Проверим правильность первого приближения по равенствуудельных тепловых нагрузок:
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 0,7 град, пренебрегая изменением физических свойствконденсата при изменении температуры, рассчитываем α1 посоотношению:
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Если расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчивают. Находим К1:
/> Вт/(м2∙К)
Далее рассчитываем коэффициент теплопередачи для второгокорпуса К2. Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град. Для определения К2 найдём:
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/>
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 =1,5 град.
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К2:
/> Вт/(м2∙К)
Рассчитаем теперь коэффициент теплопередачи для третьегокорпуса К3. Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град.
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/>
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 6,0 град.
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Очевидно, что q’ ≠ q”. Для расчёта в третьем приближении строим графическуюзависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой (рис. 3) иопределяем Δt1.
/>
Рис. 3. График зависимости удельной тепловой нагрузки q от разности температур Δt1.
Согласно графику можно определить Δt1 = 5,6 град. Отсюда получим:
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К3:
/> Вт/(м2∙К)
1.7 Распределение полезной разности температур
Полезные разности температур в корпусах установки находим изусловия равенства их поверхностей теплопередачи:
/> (21)
где Δtпj, Qj, Kj – соответственно полезная разностьтемператур, тепловая нагрузка, коэффициент теплопередачи для j-го корпуса.
/>
/> град
/> град
Проверим общую полезную разность температур установки:
/> град
Теперь рассчитаем поверхность теплопередачи выпарныхаппаратов по формуле (1):
/> м2
/> м2
/> м2
Найденные значения мало отличаются от ориентировочно определённойранее поверхности Fор. Поэтому в последующих приближенияхнет необходимости вносить коррективы на изменение конструктивных размеров аппаратов(высоты, диаметра и числа труб). Сравнение распределённых из условия равенстваповерхностей теплопередачи и предварительно рассчитанных значений полезныхразностей температур представлено в таблице 4:
Таблица 4 Сравнениераспределенных и предварительно рассчитанных значенийполезных разностей температурПараметр Корпус 1 2 3
Распределённые в первом приближении значения Δtп, °С 21,5 17,8 16,54
Предварительно рассчитанные значения Δtп, °С 9,76 14,6 31,48
Как видно, полезные разности температур, рассчитанные изусловия равного перепада давления в корпусах и найденные в первом приближениииз условия равенства поверхностей теплопередачи в корпусах, существенноразличаются. Поэтому необходимо заново перераспределить температуры (давления)между корпусами установки. В основу этого перераспределения температур(давлений) должны быть положены полезные разности температур, найденные изусловия равенства поверхностей теплопередачи аппаратов.
1.8 Уточнённый расчёт поверхности теплопередачи
Второе приближение
В связи с тем, что существенное изменение давлений посравнению с рассчитанным в первом приближении происходит только в первом ивтором корпусах, где суммарные температурные потери незначительны, во второмприближении принимаем такие же значения Δ’, Δ”,Δ’” для каждого корпуса, как в первом приближении. Полученныепосле перераспределения температур (давлений) параметры растворов и паров покорпусам представлены в таблице 5.
Таблица 5 Параметрырастворов и паров по корпусам после перераспределениятемпературПараметры Корпус 1 2 3 Производительность по испаряемой воде w, кг/с 0,83 0,89 0,947 Концентрация растворов х, % 7,9 12,24 30
Температура греющего пара в первый корпус tг1, 143,5 131 112,1
Полезная разность температур Δtп, °С 21,5 17,8 16,54
Температура кипения раствора tк, °С 122 113,21 95,56
Температура вторичного пара tвп, °С 120,26 109,9 84,94
Давление вторичного пара Рвп, МПа 0,27 0,15 0,046
Температура греющего пара tг, °С – 119,26 108,9
Температура кипения раствора определяется по формуле (в °С):
/>
/>
/>
/>
Температура вторичного пара определяется по формуле (в °С):
/>
/>
/>
Температура греющего пара определяется по формуле (в °С):
/>
/>
/>
Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):
/>
Iвп1 = Iг2 = 2711 кДж/кг, Iвп2 = Iг3 = 2695 кДж/кг, Iвп3 = Iбк = 2628,4 кДж/кг.
/>
/>
/>
Расчёт коэффициентов теплопередачи выполним описанным выше методом.
Рассчитаем α1 методом последовательныхприближений. Физические свойства конденсата Na2SO4 при средней температуре плёнкисведены в таблице 6.
Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град.
/> Вт/(м2∙К)
Таблица 6 Физическиесвойства конденсата при средней температуре плёнкиПараметр Корпус 1 2 3 Теплота конденсации греющего пара r, кДж/кг 2137,5 2173 2224,4
Плотность конденсата при средней температуре плёнки ρж, кг/м3 924 935 950
Теплопроводность конденсата при средней температуре плёнки λж, Вт/(м∙К) 0,685 0,686 0,685
Вязкость конденсата при средней температуре плёнки μж, Па∙с
0,193 ∙ 10-3
0,212 ∙ 10-3
0,253 ∙ 10-3
/> град
/> град
Для расчета коэффициента теплопередачи α2физические свойства кипящих растворов Na2SO4 и их паров приведены в таблице 7.
/>
/> Вт/(м2∙К)
Проверим правильность первого приближения по равенствуудельных тепловых нагрузок:
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 4 град, пренебрегая изменением физических свойствконденсата при изменении температуры, рассчитываем α1 посоотношению:
Таблица 7. Физическиесвойства кипящих растворов Na2SO4 и их паровПараметр Корпус 1 2 3 Теплопроводность раствора λ, Вт/(м∙К) 0,344 0,352 0,378
Плотность раствора ρ, кг/м3 1071 1117 1328 Теплоёмкость раствора с, Дж/(кг∙К) 3876 3750 3205 Вязкость раствора μ, Па∙с 0,26 0,3 0,6 Поверхностное натяжение σ, Н/м 0,0766 0,0778 0,0823
Теплота парообразования rв, Дж/кг
2197∙ 103
2219∙ 103
2268∙ 103
Плотность пара ρп, кг/м3 1,19 0,914 0,514
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Очевидно, что q’ ≠ q”. Для расчёта в третьем приближении строим графическуюзависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой (рис. 4) иопределяем Δt1.
/>
Рис. 4. График зависимости удельной тепловой нагрузки q от разности температур Δt1
Согласно графику можно определить Δt1 = 3,2 град. Отсюда получим:
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К1:
/> Вт/(м2∙К)
Далее рассчитываем коэффициент теплопередачи для второго корпусаК2. Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град. Для определения К2 найдём:
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/>
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 5 град, пренебрегая изменением физических свойствконденсата при изменении температуры, рассчитываем α1 посоотношению:
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Очевидно, что q’ ≠ q”. Для расчёта в третьем приближении строим графическуюзависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой (рис. 5) иопределяем Δt1.
/>
Рис. 5. График зависимости удельной тепловой нагрузки q от разности температур Δt1
Согласно графику можно определить Δt1 = 2,2 град. Отсюда получим:
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К2:
/> Вт/(м2∙К)
Рассчитаем теперь коэффициент теплопередачи для третьегокорпуса К3. Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град.
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/>
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 1 град, пренебрегая изменением физических свойствконденсата при изменении температуры, рассчитываем α1 посоотношению:
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Очевидно, что q’ ≠ q”. Для расчёта в третьем приближении строим графическуюзависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой (рис. 6) иопределяем Δt1.
/>
Рис. 6. График зависимости удельной тепловой нагрузки q от разности температур Δt1
Согласно графику можно определить Δt1 = 1,85 град. Отсюда получим:
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К3:
/> Вт/(м2∙К)
Распределение полезной разности температур:
/> град
/> град
/> град
Проверка суммарной полезной разности температур:
/> град
Сравнение полезных разностей температур, полученных во второми первом приближениях, представлено в таблице 8:
Таблица 8 Сравнениеполезных разностей температурПараметр Корпус 1 2 3
Распределённые во втором приближении значения Δtп, °С 16,2 18,2 21,45
Распределённые в первом приближении значения Δtп, °С 21,5 17,8 16,54
Как видно, полезные разности температур, рассчитанные впервом приближении и найденные во втором приближении из условия равенстваповерхностей теплопередачи в корпусах, существенно различаются. Поэтомунеобходимо заново перераспределить температуры (давления) между корпусамиустановки. В основу этого перераспределения температур (давлений) должны бытьположены полезные разности температур, найденные во втором приближении.
Третье приближение
В связи с тем, что существенное изменение давлений посравнению с рассчитанным во втором приближении происходит только в первом ивтором корпусах, где суммарные температурные потери незначительны, в третьемприближении принимаем такие же значения Δ’, Δ”,Δ’” для каждого корпуса, как в первом и втором приближениях.Полученные после перераспределения температур (давлений) параметры растворов ипаров по корпусам представлены в таблице 9.
Температура кипения раствора определяется по формуле (в °С):
/>
/>
/>
/>
Таблица 9 Параметрырастворов и паров по корпусам после перераспределения температурПараметры Корпус 1 2 3 Производительность по испаряемой воде w, кг/с 0,83 0,89 0,947 Концентрация растворов х, % 7,9 12,24 30
Температура греющего пара в первый корпус tг1, 143,5 131 112,1
Полезная разность температур Δtп, °С 16,2 18,2 21,45
Температура кипения раствора tк, °С 127,3 112,8 90,65
Температура вторичного пара tвп, °С 125,6 109,5 80
Температура греющего пара tг, °С - 124,6 108,5
Теплота парообразования rв, Дж/кг 2713 2688 2642
Температура вторичного пара определяется по формуле (в °С):
/>
/>
/>
/>
Температура греющего пара определяется по формуле (в °С):
/>
/>
/>
Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):
/>
Iвп1 = Iг2 = 2713 кДж/кг, Iвп2 = Iг3 = 2688 кДж/кг, Iвп3 = Iбк = 2642 кДж/кг.
/>
/>
/>
Расчёт коэффициентов теплопередачи выполним описанным выше методом.
Рассчитаем α1 методом последовательныхприближений. Физические свойства конденсата Na2SO4 при средней температуре плёнкисведены в таблице 10.
Таблица 10. Физическиесвойства конденсата при средней температуре плёнкиПараметр Корпус 1 2 3 Теплота конденсации греющего пара r, кДж/кг 2137,5 2173 2224,4
Плотность конденсата при средней температуре плёнки ρж, кг/м3 924 935 950
Теплопроводность конденсата при средней температуре плёнки λж, Вт/(м∙К) 0,685 0,686 0,685
Вязкость конденсата при средней температуре плёнки μж, Па∙с
0,193 ∙ 10-3
0,212 ∙ 10-3
0,253 ∙ 10-3
Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град.
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
Для расчета коэффициента теплопередачи α2физические свойства кипящих растворов Na2SO4 и их паров приведены в таблице 11.
Таблица 11. Физическиесвойства кипящих растворов Na2SO4 и их паровПараметр Корпус 1 2 3 Теплопроводность раствора λ, Вт/(м∙К) 0,344 0,352 0,378
Плотность раствора ρ, кг/м3 1071 1117 1328 Теплоёмкость раствора с, Дж/(кг∙К) 3876 3750 3205 Вязкость раствора μ, Па∙с 0,26 0,3 0,6 Поверхностное натяжение σ, Н/м 0,0766 0,0778 0,0823
Теплота парообразования rв, Дж/кг
2182∙ 103
2220∙ 103
2281∙ 103
Плотность пара ρп, кг/м3 1,388 0,903 0,433
/>
/> Вт/(м2∙К)
Проверим правильность первого приближения по равенствуудельных тепловых нагрузок:
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 1,9 град, пренебрегая изменением физических свойствконденсата при изменении температуры, рассчитываем α1 посоотношению:
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К1:
/> Вт/(м2∙К)
Далее рассчитываем коэффициент теплопередачи для второгокорпуса К2. Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град. Для определения К2 найдём:
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/>
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 2,3 град.
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К2:
/> Вт/(м2∙К)
Рассчитаем теперь коэффициент теплопередачи для третьегокорпуса К3. Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град.
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/>
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 3 град.
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К3:
/> Вт/(м2∙К)
Распределение полезной разности температур:
/>
/> град
/> град
Проверка суммарной полезной разности температур:
/> град
Сравнение полезных разностей температур, полученных во второми первом приближениях, представлено в таблице 12:
Таблица 12 Сравнениеполезных разностей температурПараметр Корпус 1 2 3
Распределённые в третьем приближении значения Δtп, °С 18,24 17,92 19,68
Распределённые во втором приближении значения Δtп, °С 16,2 18,2 21,45
Как видно, полезные разности температур, рассчитанные вовтором приближении и найденные в третьем приближении из условия равенстваповерхностей теплопередачи в корпусах, различаются более, чем на 5%. Поэтомунеобходимо заново перераспределить температуры (давления) между корпусамиустановки. В основу этого перераспределения температур (давлений) должны бытьположены полезные разности температур, найденные в третьем приближении.
Четвертое приближение
В связи с тем, что существенное изменение давлений по сравнениюс рассчитанным в третьем приближении происходит только в первом и второмкорпусах, где суммарные температурные потери незначительны, то в четвертом приближениипринимаем такие же значения Δ’, Δ”, Δ’”для каждого корпуса, как в первом, втором и третьем приближениях. Полученныепосле перераспределения температур (давлений) параметры растворов и паров покорпусам представлены в таблице 13.
Температура кипения раствора определяется по формуле (в °С):
/>
/>
/>
/>
Температура вторичного пара определяется по формуле (в °С):
/>
/>
/>
/>
Таблица 13 Параметрырастворов и паров по корпусам после перераспределения температурПараметры Корпус 1 2 3 Производительность по испаряемой воде w, кг/с 0,83 0,89 0,947 Концентрация растворов х, % 7,9 12,24 30
Температура греющего пара в первый корпус tг1, 143,5 131 112,1
Полезная разность температур Δtп, °С 18,24 17,92 19,68
Температура кипения раствора tк, °С 125,26 113,08 92,42
Температура вторичного пара tвп, °С 123,52 109,78 81,8
Температура греющего пара tг, °С - 122,52 108,78
Температура греющего пара определяется по формуле (в °С):
/>
/>
/>
Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):
/>
Iвп1 = Iг2 = 2717 кДж/кг, Iвп2 = Iг3 = 2695 кДж/кг, Iвп3 = Iбк = 2623,4 кДж/кг.
/>
/>
/>
Расчёт коэффициентов теплопередачи выполним описанным выше методом.
Рассчитаем α1 методом последовательныхприближений. Физические свойства конденсата Na2SO4 при средней температуре плёнкисведены в таблице 14.
Таблица 14 Физическиесвойства конденсата при средней температуре плёнкиПараметр Корпус 1 2 3 Теплота конденсации греющего пара r, кДж/кг 2137,5 2173 2224,4
Плотность конденсата при средней температуре плёнки ρж, кг/м3 924 935 950
Теплопроводность конденсата при средней температуре плёнки λж, Вт/(м∙К) 0,685 0,686 0,685
Вязкость конденсата при средней температуре плёнки μж, Па∙с
0,193 ∙ 10-3
0,212 ∙ 10-3
0,253 ∙ 10-3
Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град.
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
Для расчета коэффициента теплопередачи α2физические свойства кипящих растворов Na2SO4 и их паров приведены в таблице 15.
Таблица 15 Физическиесвойства кипящих растворов Na2SO4 и их паровПараметр Корпус 1 2 3 Теплопроводность раствора λ, Вт/(м∙К) 0,344 0,352 0,378
Плотность раствора ρ, кг/м3 1071 1117 1328 Теплоёмкость раствора с, Дж/(кг∙К) 3876 3750 3205 Вязкость раствора μ, Па∙с 0,26 0,3 0,6 Поверхностное натяжение σ, Н/м 0,0766 0,0778 0,0823
Теплота парообразования rв, Дж/кг
2198∙ 103
2234∙ 103
2305∙ 103
Плотность пара ρп, кг/м3 1,243 0,8254 0,2996
/>
/> Вт/(м2∙К)
Проверим правильность первого приближения по равенству удельныхтепловых нагрузок:
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 2,3 град, пренебрегая изменением физических свойствконденсата при изменении температуры, рассчитываем α1 посоотношению:
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К1:
/> Вт/(м2∙К)
Далее рассчитываем коэффициент теплопередачи для второгокорпуса К2. Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град. Для определения К2 найдём:
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/>
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 2,2 град.
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К2:
/> Вт/(м2∙К)
Рассчитаем теперь коэффициент теплопередачи для третьего корпусаК3. Примем в первом приближении Δt1 = 2,0 град.
/> Вт/(м2∙К)
/> град
/> град
/>
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≠ q”. Для второго приближения примем Δt1 = 2,5 град.
/> Вт/(м2∙К)
Тогда получим:
/> град
/> град
/> Вт/(м2∙К)
/> Вт/м2
/> Вт/м2
Как видим, q’ ≈ q”. Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает3%, на этом расчёт коэффициентов α1 и α2заканчиваем и находим К3:
/> Вт/(м2∙К)
Распределение полезной разности температур:
/>
/> град
/> град
Проверка суммарной полезной разности температур:
/> град
Сравнение полезных разностей температур, полученных в четвертоми третьем приближениях, представлено в таблице 16:
Таблица 16 Сравнениеполезных разностей температурПараметр Корпус 1 2 3
Распределённые в четвертом приближении значения Δtп, °С 17,56 18,1 20,2
Распределённые в третьем приближении значения Δtп, °С 18,24 17,92 19,68
Различия между полезными разностями температур по корпусам впервом и втором приближениях не превышают 5 %. Определяем поверхностьтеплопередачи выпарных аппаратов [1]:
/> м2
/> м2
/> м2
По ГОСТ 11987 – 81 выбираем выпарной аппарат со следующимихарактеристиками:
2. Определение толщины тепловой изоляции
Толщину тепловой изоляции δи находят изравенства удельных тепловых потоков через слой изоляции от поверхности изоляциив окружающую среду:
/> (22)
где αв – коэффициент теплоотдачи от внешнейповерхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(м2∙К)[6]:
/>
tст2 – температура изоляции со стороны окружающей среды(воздуха); для аппаратов, работающих в закрытом помещении, выбирается винтервале 35 – 45 °С; tст1 – температура изоляции со стороныаппарата; ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата посравнению с термическим сопротивлением слоя изоляции tст1 принимают равной температуре греющего пара tг1;
tв – температура окружающей среды (воздуха), °С;
λи – коэффициент теплопроводностиизоляционного материала, Вт/(м∙К). Выберемв качестве материала для тепловой изоляции совелит (85 % магнезии + 15 %асбеста), имеющий коэффициент теплопроводности λи = 0,09 Вт/(м∙К).
/> Вт/(м2∙К)
Рассчитаем толщину тепловой изоляции для первого корпуса:
/> м
Принимаем толщину тепловой изоляции 0,04 м и для другихкорпусов.
3. Расчёт барометрического конденсатора
Для создания вакуума в выпарных установках обычно применяютконденсаторы смешения с барометрической трубой. В качестве охлаждающего агентаиспользуют воду, которая подаётся в конденсатор чаще всего при температуреокружающей среды (около 20 °С). Смесь охлаждающей воды и конденсата выливаетсяиз конденсатора по барометрической трубе. Для поддержания постоянства вакуума всистеме из конденсатора с помощью вакуум-насоса скачивают неконденсирующиесягазы.
Необходимо рассчитать расход охлаждающей воды, основныеразмеры (диаметр и высоту) барометрического конденсатора и барометрической трубы,производительность вакуум насоса.
3.1 Определение расхода охлаждающей воды
Расход охлаждающей воды Gв определяют из теплового баланса конденсатора:
/> (23)
где Iбк – энтальпия паров в барометрическомконденсаторе, Дж/кг; tн – начальная температура охлаждающейводы, °С; tк – конечная температура смеси воды и конденсата, °С.
Разность температур между паром и жидкостью на выходе изконденсатора должна быть 3 – 5 град. Поэтому конечную температуру воды tк на выходе из конденсатора принимают на 3 – 5 градниже температуры конденсации паров:
/> °С
Тогда
/> кг/с
3.2 Расчёт диаметра барометрического конденсатора
Диаметр барометрического конденсатора dбк определяют из уравнения расхода:
/> (24)
где ρ – плотность паров, кг/м3; v – скорость паров, м/с.
При остаточном давлении в конденсаторе порядка 104Па скорость паров v принимают 15 –25 м/с:
/> м
По нормалям НИИХИММАШа подбираем конденсатор диаметром,равным расчётному или ближайшему большему. Определяем его основные размеры.Выбираем барометрический конденсатор диаметром dбк = 600 мм.
3.3 Расчёт высоты барометрической трубы
В соответствии с нормалями ОСТ 26716 – 73, внутренний диаметрбарометрической трубы dбт равен 150 мм.
Скорость воды в барометрической трубе vв равна:
/> м/с
Высоту барометрической трубы определяют по уравнению:
/> (25)
где В – вакуум в барометрическом конденсаторе, Па;Σξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений; λ – коэффициенттрения в барометрической трубе; Нбт, dбт – высота и диаметр барометрической трубы, м; 0,5 – запас высотына возможное изменение барометрического давления, м.
В = Ратм – Рбк = 9,8 ∙ 104– 3 ∙ 104 = 6,8 ∙ 104 Па
Σξ = ξвх + ξвых =0,5 + 1,0 = 1,5
где ξвх и ξвых – коэффициентыместных сопротивлений на входе в трубу и на выходе из неё.
Коэффициент трения λ зависит от режима течения жидкости.Определим режим течения воды в барометрической трубе:
/>
Для гладких труб при Re = 855000 коэффициент трения λ равен:
/>
/>
Отсюда находим Нбт = 7,68 м. [1]
В таблице 17 представлены основные размеры барометрическогоконденсатора.
Таблица 17 Основные размерыбарометрического конденсатораПараметр Значение, мм
Диаметр барометрического конденсатора, dБК 600 Толщина стенки аппарата, S 5 Расстояние от верхней полки до крышки аппарата, а 1300 Расстояние от нижней полки до днища аппарата, r 1200 Ширина полки, b -
Расстояние между осями конденсатора и ловушки:
К1
К2
675
- Высота установки Н 4550 Ширина установки Т 1400 Диаметр ловушки D 400 Высота ловушки h 1440
Диаметр ловушки D1 -
Высота ловушки h1 -
Расстояние между полками:
а1
а2
а3
а4
а5
260
300
360
400
430
Основные проходы штуцеров:
для входа пара (А)
для входа воды (Б)
для выхода парогазовой смеси (В)
для барометрической трубы (Г)
воздушник (С)
для входа парогазовой смеси (И)
для выхода парогазовой смеси (Ж)
для барометрической трубы (Е)
350
125
100
150
-
100
70
50
4. Расчёт производительности вакуум-насоса
Производительность вакуум-насоса Gвозд определяется количеством газа (воздуха), который необходимоудалять из барометрического конденсатора:
/> кг/с (26)
где 2,5 ∙ 10-5 – количество газа,выделяющегося из 1 кг воды; 0,01 – количество газа, подсасываемого вконденсатор через неплотности на 1 кг паров.
/> кг/с
Объёмная производительность вакуум-насоса равна:
/> (27)
где R – универсальнаягазовая постоянная, Дж/(кмоль∙К); Mвозд – молекулярная масса воздуха, кг/кмоль; tвозд – температура воздуха, °С; Рвозд– парциальное давление сухого воздуха в барометрическом конденсаторе, Па.
Температуру воздуха рассчитывают по уравнению:
/> °С
Давление воздуха равно:
Рвозд = Рбк – Рп
где Рп – давление сухого насыщенного пара (Па) приtвозд = 26,96 °С.
Рвозд = 0,305 ∙ 9,8 ∙ 104 –0,04 ∙ 9,8 ∙ 104 = 2,6 ∙ 104 Па
Тогда:
/> м3/с (1,955 м3/мин)
Зная объёмную производительность Vвозд и остаточное давление Рбк, по ГОСТ 1867 – 57подбираем вакуум-насос типа ВВН-3 мощностью на валу N = 6,5 кВт. [1]
5. Расчёт диаметров трубопроводов и подбор штуцеров
Штуцера подбираются по внутреннему диаметру трубопровода. Внутреннийдиаметр трубопровода круглого сечения рассчитывают по формуле:
/> (28)
где Q –расход воды, м3/с; w –скорость движения жидкости, м/с.
Для жидкости при движении самотёком значение скоростивыбирается в интервале от 0,5 до 1 м/с, для того чтобы обеспечить близкий коптимальному диаметр трубопровода. При перекачке жидкости насосами скорость вовсасывающих трубопроводах: w =0,8 – 2,0 м/с; в нагнетательных трубопроводах: w = 1,5 – 3,0 м/с. Для паров при давлении большем чем 0,1 МПаскорость равна: w = 15 – 25 м/с.
Рассчитываем диаметр трубопровода для подачи раствора изёмкости в теплообменник-подогреватель:
/> м3/с
где ρн = 1071 кг/м3 – плотностьраствора Na2SO4 при 20 °С.
/> м
По ОСТ 26 – 1404 – 76 (С. 175 [10]) подбираем штуцер сусловным проходом Dу = 50 мм, условным давлением Ру= 0.6 МПа, толщиной стенки Sт = и длиной штуцера Hт: 155; 215.
Рассчитываем диаметр трубопровода для подачи раствора изтеплообменника-подогревателя в первый корпус выпарной установки:
/> м3/с
w = 0,5 м/с – при движении жидкости самотёком.
/> м
По ОСТ 26 – 1404 – 76 подбираем штуцер с условным проходом Dу = 100 мм, условным давлением Ру = 0,6 МПа,толщиной стенки Sт = 5 и длиной штуцера Hт: 155; 215.
Рассчитываем диаметр трубопровода для подачи греющего пара втеплообменник-подогреватель. Расход греющего пара D = 0,83 кг/с.
/> м3/с
где ρп = 2,1 кг/м3 – плотностьгреющего пара при 143,5 °С.
/> м
По ОСТ 26 – 1404 – 76 подбираем штуцер с условным проходом Dу = 200 мм, условным давлением Ру = 0,6 МПа,толщиной стенки Sт = 6 и длиной штуцера Hт: 160; 220.
Рассчитываем диаметр трубопровода для выхода конденсата изтеплообменника-подогревателя:
/> м3/с
где ρв = 923 кг/м3 – плотностьводы при 143,5 °С.
/> м
По ОСТ 26 – 1404 – 76 подбираем штуцер с условным проходом Dу = 50 мм, условным давлением Ру = 0,6 МПа,толщиной стенки Sт = 3 и длиной штуцера Hт: 155; 215.
Рассчитываем диаметр трубопровода для выхода конденсата изтретьего корпуса выпарной установки:
/> м3/с
где ρк = 1323 кг/м3 – плотностьраствора Na2SO4 в третьем корпусе выпарной установки.
/> м
По ОСТ 26 – 1404 – 76 подбираем штуцер с условным проходом Dу = 40 мм, условным давлением Ру = 0,6 МПа,толщиной стенки Sт = 3 и длиной штуцера Hт: 155; 215 [10].
6. Расчёт насоса для подачи исходной смеси
В данной установке необходимо подобрать насос для подачиисходного раствора из ёмкости в теплообменник-подогреватель. Необходимо определитьнеобходимый напор и мощность при заданном расходе жидкости. Далее по этимхарактеристикам выбираем насос конкретной марки.
а)Выбор трубопровода.
Для всасывающего и нагнетательного трубопровода примем одинаковуюскорость течения воды, равную 2 м/с. Тогда диаметр будет определяться поформуле (24):
/>
где Q –расход Na2SO4, равный Q = G/ρ = 3,333/1071 = 0,31 ∙10-2 м3/с.
/> м
Выбираем стальную трубу наружным диаметром 48 мм, толщинойстенки 3 мм. Внутренний диаметр трубы d = 42 мм. Фактическая скорость раствора в трубе:
/>
Примем, что трубопровод стальной, коррозия незначительна.
б)Определение потерь на трение и местные сопротивления.
Находим критерий Рейнольдса:
/>
где ρ = 1071 – плотность раствора Na2SO4 при 20 °С; μ = 0,89 ∙ 10-3 Па – вязкостьраствора Na2SO4 при 20 °С.
То есть режим турбулентный. Абсолютную шероховатость трубопроводапринимаем Δ = 2 ∙ 10-4 м. Тогда относительнаяшероховатость трубы определяется по формуле:
/> (29)
В турбулентном потоке различают 3 зоны, для которыхкоэффициент теплопроводности λ рассчитывают по разным формулам. Получим:
/>; />; />
2100
Таким образом, в трубопроводе имеет место смешанное трение, ирасчёт λ следует проводить по формуле:
/> (30)
Подставив, получим:
/> Вт/(м×К)
Определим сумму коэффициентов местных сопротивлений отдельнодля всасывающей и нагнетательной линий.
Для всасывающей линии:
1) Вход в трубу (принимаем с острыми краями): ξ1= 0,5.
2) Прямоточные вентили: для d = 0,03 м ξ = 0,85, для d = 0,05 м ξ = 0,79.
Экстраполяцией находим для d = 0,042 м ξ = 0,814. Так как Re
3) Отводы: плавный отвод круглого сечения определяют поформуле: ξ = А ∙ В. Коэффициент А зависит от угла φ, на которыйизменяется направление потока в отводе: φ = 90 °С, следовательно А = 1.Коэффициент В зависит от отношения радиуса поворота трубы Rо к внутреннему диаметру d: Примем />, таккак радиус поворота равен шести диаметрам трубы, следовательно В = 0,09. ξ3= 1 ∙ 0,09 = 0,09.
Сумма коэффициентов местных сопротивлений во всасывающей линии:
/>
Потерянный напор во всасывающей линии находим по формуле:
/> (31)
где l и dэ — длина и эквивалентный диаметр трубопровода.Принимаем длину трубопровода на линии всасывания, равной 6 м.
/> м
Для нагнетательной линии:
1) Отводы под углом 120°: А = 1,17, В = 0,09, ξ1= А ∙ В = 1,17 ∙ 0,09 = 0,105.
2) Отводы под углом 90°: ξ2 = 0,09 (см.выше).
3) Нормальные вентили: для d = 0,04 м ξ = 4,9, для d = 0,08 м ξ = 4,0. принимаем для d = 0,042 м ξ3 = 4,86.
4) Выход из трубы: ξ3 = 1.
Сумма коэффициентов местных сопротивлений в нагнетательной линии:
/>
Потерянный напор в нагнетательной линии:
/> м
Общие потери напора:
/> м
в) Выбор насоса.
Находим напор насоса по формуле:
/> (32)
где Р1 – давление в аппарате, из которогоперекачивается жидкость; Р2 – давление в аппарате, в которыйподаётся жидкость; Нг – геометрическая высота подъёма жидкости; hп – суммарные потери напора во всасывающей и нагнетательнойлинии. Примем Нг = 10 м.
/> м вод. столба
Подобный напор при заданной производительности обеспечиваетсяцентробежными насосами. Учитывая, что центробежные насосы широко распространеныв промышленности ввиду достаточно высокого к. п. д., компактности и удобствакомбинирования с электродвигателями, выбираем для последующего рассмотренияименно эти насосы.
Полезная мощность насоса определяется по формуле:
/> (33)
где Q –расход; Н – напор насоса (в метрах столба перекачиваемой жидкости).
/> кВт
Мощность, которую должен развивать электродвигатель насоса навыходном валу при установившемся режиме работы, находится по формуле:
/> (34)
где ηн и ηпер – коэффициентыполезного действия соответственно насоса и передачи от электродвигателя кнасосу.
К. п. д. передачи зависит от способа передачи усилия. Вцентробежных насосах обычно вал электродвигателя непосредственно соединяется свалом насоса; в этих случаях ηпер ≈ 1. Если к. п. д.насоса неизвестен можно руководствоваться следующими примерными значениями: прималой и средней подаче ηн = 0,4 – 0,7; при большой подачеηн = 0,7 – 0,9.
Принимая ηпер = 1 и ηн = 0,6(для центробежного насоса средней производительности), найдем мощность на валудвигателя по формуле:
/> кВт
По Приложению 1 устанавливаем, что заданным подаче и напорубольше всего соответствует центробежный насос марки Х 45/54, для которого воптимальных условиях работы Q =1,25 ∙ 10-2 м3/с; Н = 42 м; ηн =0,6. Насос обеспечен электродвигателем АО2 – 62 – 2 номинальной мощностью Nн = 13 кВт, ηдв = 0,88. Частотавращения вала n = 48,3 с-1.
г) Определение предельной высоты всасывания.
Рассчитаем запас напора на кавитацию по формуле:
/> (35)
где n –частота вращения вала.
/> м
Устанавливая насос в технологической схеме, следуетучитывать, что высота всасывания Нвс не может быть больше следующейвеличины:
/> (36)
где Рt– давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости при температуре 20 °С Рt = 0,0238 ∙ 9,81 ∙ 104= 2,35 ∙ 103 Па. Примем, что атмосферное давление равно Р1= 105 Па, а диаметр всасывающего патрубка равен диаметрутрубопровода.
/> м
Таким образом, насос может быть установлен на высоте 4,5 мнад уровнем жидкости в ёмкости. [1]
7. Расчёт теплообменника-подогревателя
Необходимо рассчитать и подобрать нормализованный вариантконструкции кожухотрубчатого испарителя с получением G2 = 0,83 кг/с паров водного раствора Na2SO4w, кипящего при небольшом избыточномдавлении и температуре t2 = 125,26 °С. Na2SO4 имеет следующие физико-химические характеристики:
ρ2 = 1071 кг/м3;
ρп = 1,243 кг/м3;
μ2 = 0,26 ∙ 10-3 Па ∙с;
λ2 = 0,342 Вт/(м ∙ К);
σ2 = 0,0766 Н/м;
с2 = 3855 Дж/(кг ∙ К);
r2 = 2198 ∙ 103 Дж/кг
В качестве теплоносителя будет использован насыщенный водянойпар давлением 0,4 МПа. Удельная теплота конденсации r1 = 2135 ∙ 103 Дж/кг, t1 = 143,5 °С. Физико-химические характеристикиконденсата при температуре конденсации: ρ1 = 923 кг/м3;μ1 = 0,192 ∙ 10-3 Па ∙ с; λ1= 0,685 Вт/(м ∙ К).
Для определения коэффициента теплоотдачи от пара,конденсирующегося на наружной поверхности труб высотой Н, используем формулу:
/> (37)
где для вертикальных поверхностей а = 1,21 м, l = Н м.
/>
Коэффициент теплоотдачи к кипящей в трубах жидкости определимпо формуле:
/>
Для определения поверхности теплопередачи и выбораконкретного варианта конструкции теплообменного аппарата необходимо определитькоэффициент теплопередачи. Его можно рассчитать с помощью уравнения аддитивноститермических сопротивлений на пути теплового потока:
/>
Подставляя сюда выражения для α1 и α2можно получить одно уравнение относительно неизвестного удельного тепловогопотока:
/> (38)
Решив это уравнение относительно q каким-либо численным или графическим методом, можноопределить требуемую поверхность />.
1) Определение тепловой нагрузки аппарата:
Q = G ∙ r (39)
Уравнение справедливо при конденсации насыщенных паров безохлаждения конденсата и при кипении.
Q = 0,83 2198 103 = 1824340 Вт
2) Определение расхода греющего пара из уравнения тепловогобаланса:
/> кг/с
3) Средняя разность температур:
Δtср = 143,5 – 125,26 = 18,24 °С
4) В соответствии с Приложением 2 примем ориентировочноезначение коэффициента теплопередачи Кор = 800 Вт/(м2 ∙К). Тогда ориентировочное значение требуемой поверхности составит:
/> м2
В соответствии с Приложением 3, поверхность, близкую кориентировочной могут иметь теплообменники с высотой труб Н = 4,0 м и диаметромкожуха D = 800 мм (F = 127 м2) или с высотой труб Н = 6,0 м идиаметром кожуха D = 600 мм (F = 126 м2).
5) Уточнённый расчёт поверхности теплопередачи.
Примем в качестве первого варианта теплообменник с высотойтруб Н = 4,0 м, диаметром кожуха D =1000 мм и поверхностью теплопередачи F = 127 м2. Выполним его уточнённый расчёт, решив уравнение(34).
В качестве первого приближения примем ориентировочноезначение удельной тепловой нагрузки:
/> Вт/м2
Для определения f(q1) необходимо рассчитать коэффициенты А и В:
/>
/>
Толщина труб 2,0 мм, материал – нержавеющая сталь; λст= 17,5 Вт/(м ∙ К). Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений(термическим сопротивлением со стороны греющего пара можно пренебречь) равна:
/> м2 ∙ К/Вт
Тогда
/>
Примем второе значение q2 = 20000 Вт/м2 получим:
/>
Третье, уточнённое значение q3, определим в точке пересечения с осью абсцисс хорды,проведённой из точки 1 в точку 2 на графике зависимости f(q) от q:
/> (40)
Получим
/> Вт/м2
/>
Такую точность определения корня уравнения (34) можно считатьдостаточной, и q = 20235,4 Вт/м2можно считать истинной удельной тепловой нагрузкой. Тогда требуемая поверхностьсоставит:
/> м2
В выбранном теплообменнике запас поверхности составит:
/> %
Масса аппарата: М1 = 3950 кг (см. Приложение 4).
Вариант 2. рассчитаем также теплообменник с высотой труб 6,0м, диаметром кожуха 600 мм и номинальной поверхностью 126 м2.
Для этого уточним значение коэффициента В:
/>/>
Пусть /> Вт/м2.
Тогда />
Пусть q2 = 25000 Вт/м2.
Тогда
/>
Получим
/> Вт/м2
/>
Требуемая поверхность: /> м2
В выбранном теплообменнике запас поверхности составляет:
/> %
Масса аппарата: М2 = 3130 кг (см. Приложение 4).
У последнего аппарата масса значительно меньше, поэтомувыбираем его.
Критическую удельную тепловую нагрузку, при которой пузырьковоекипение переходит в плёночное, а коэффициент теплоотдачи принимает максимальноезначение, можно оценить по формуле, справедливой для кипения в большом объёме:
/> (41)
/> кВт/м2
Следовательно, в рассчитанных аппаратах режим кипения будетпузырьковым. Коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи в выбранном вариантесоответственно равны:
/> Вт/(м2 ∙ К)
/> Вт/(м2 ∙ К)
/> Вт/(м2 ∙ К)
Таким образом, был выбран теплообменник-испаритель со следующимихарактеристиками [1]:
Таблица 18 Характеристики теплообменника-испарителяДиаметр кожуха, мм Диаметр труб, мм Общее число труб, шт
Поверхность теплообмена (в м3) при длине труб 6,0 м Масса, кг 600 25×2 334 126 3130
8. Расчёт вспомогательного оборудования выпарной установки
8.1 Расчёт конденсатоотводчиков
Для отвода конденсата, образующегося при работе теплообменныхаппаратов, в зависимости от давления пара, применяют различные виды устройств.При давлении на выходе не менее 0,1 МПа и противодавлении не более 50 %давления на выходе устойчиво работают термодинамические конденсатоотводчики.При начальном давлении не менее 0,06 Мпа рекомендуется устанавливатьконденсатоотводчики поплавковые муфтовые, которые надёжно работают при перепадедавления более 0,05 МПа при постоянном и переменных режимах расходования пара.При ∆Р от 0,03 до 1,3 МПа для автоматического удаления конденсата изразличных пароприемников пригодны конденсационные горшки с открытым поплавком.При давлении пара до 0,03 МПа для отвода конденсата могут применятьсягидравлические затворы (петли).
8.1.1 Расчёт конденсатоотводчиков для первого корпуса выпарнойустановки
Из условия видно, что Рг = 0,4 МПа, значит,применим термодинамические конденсатоотводчики.
1) Расчётное количество конденсата после выпарного аппарата:
G = 1,2 ∙ Gг = 1,2 ∙ 0,83 = 0,996 кг/с или3,59 т/ч.
2) Давление пара перед конденсатоотводчиком.
P = 0,95 ∙ Pг = 0,95 ∙0,4 = 0,38 МПа или 3,87 атм.
3) Давление пара после конденсатоотводчика.
P’ = 0,01 МПа или 0,1 атм, т.к. у нас свободный сливконденсата.
4) Условная пропускная способность K∙Vy.
/> (42)
∆P = P – P’ = 0,38 – 0,01 = 0,379 МПа или 3,77 атм.
Тогда:
/> т/ч
Подходящей условной пропускной способностьюконденсатоотводчика 45ч12нж является 0,9 т/ч, поэтому установим 4конденсатоотводчика с такой пропускной способностью.
Размеры данного конденсатоотводчика: Dy = 25 мм, L = 100 мм, L1 = 12 мм, Hmax = 53 мм, Н1 = 30 мм, S = 40мм, S1 = 21 мм, D0= 60 мм.
8.1.2 Расчёт конденсатоотводчиков для второго корпуса выпарнойустановки
Давление греющего пара во втором корпусе – 0,277 МПа, значит,используем термодинамические конденсатоотводчики.
1) Расчётное количество конденсата после выпарного аппарата:
G = 1,2 ∙ Gг = 1,2 ∙ 0,63 = 0,756 кг/с или2,72 т/ч.
2) Давление пара перед конденсатоотводчиком.
P = 0,95 ∙ Pг = 0,95 ∙0,277 = 0,263 МПа или 2,682 атм.
3) Давление пара после конденсатоотводчика.
P’ = 0,01 МПа или 0,1 атм, т.к. у нас свободный сливконденсата.
4) Условная пропускная способность K∙Vy.
/>
∆P = P – P’ = 0,263 – 0,01 = 0,253 МПа или 2,582 атм.
Тогда:/> т/ч
Подходящей условной пропускной способностьюконденсатоотводчика 45ч12нж является 0,9 т/ч, поэтому установим 4конденсатоотводчика с такой пропускной способностью.
8.1.3 Расчёт конденсатоотводчиков для третьего корпусавыпарной установки
Давление греющего пара во втором корпусе – 0,094 МПа, значитиспользуем поплавковый муфтовый конденсатоотводчик.
1) Расчётное количество конденсата после выпарного аппарата.
G = 1,2 ∙ Gг = 1,2 ∙ 0,43 = 0,52 кг/с или1,86 т/ч.
2) Давление пара перед конденсатоотводчиком.
P = 0,95 ∙ Pг = 0,95 ∙0,153 = 0,145 МПа или 1,48 атм.
3) Давление пара после конденсатоотводчика.
P’ = 0,01 МПа или 0,1 атм, т.к. у нас свободный сливконденсата.
4) Перепад давления на конденсатоотводчике.
∆P = P – P’ = 0,153 – 0,01 = 0,143 МПа или 1,38 атм.
5)Условная пропускная способность K∙Vy.
/> => /> (43)
ρ = 1323 кг/м3 или 1,323 г/см3.
/> т/ч
Выбираем конденсатоотводчик типа 45ч12нж с KV = 0,9 т/ч – 4 шт.
Размеры данного конденсатоотводчика: Dy = 25 мм, L = 100 мм, L1 = 12 мм, Hmax = 53 мм, Н1 = 30 мм, S = 40мм, S1 = 21 мм, D0= 60 мм.
8.2 Расчёт ёмкостей
Необходимо рассчитать две ёмкости: для начального иупаренного раствора.
Вычислим объём ёмкости для исходного (начального) раствора.
/> (44)
где τ – время, τ = 4 часа; ρ – начальнаяплотность Na2SO4 при 20 °С, ρ = 1071 кг/м3.
/> м3
По ГОСТ 9931 – 79 (С. 334 [10]) выбираем ёмкость ГЭЭ,исполнение 2 – горизонтальная с эллиптическим днищем и крышкой. V = 63 м3, Dв = 3000 мм; l = 7920 мм; Fв = 94,1 м2.
Рассчитаем ёмкость для упаренного раствора:
/> (45)
/> кг/ч
/> м3
По ГОСТ 9931 – 79 выбираем ёмкость ГЭЭ, исполнение 2 – горизонтальнаяс эллиптическим днищем и крышкой. V = 12,5 м3, Dв = 1800 мм; l = 4315 мм; Fв = 31,4 м2.
Ёмкости выбираются из расчёта 4 часа непрерывной работы приотсутствии поступления раствора + 20 % – запас на переполнение ёмкости.
9. Механические расчёты основных узлов и деталей выпарного аппарата
Одним из определяющих параметров при расчётах на прочностьузлов и деталей химических аппаратов, работающих под избыточным давлением,является давление среды в аппарате. Расчёт аппарата на прочность производитсядля рабочего давления при нормальном протекании технологического процесса.
Другим важным параметром при расчёте на прочность узлов идеталей является их температура. При температуре среды в аппарате ниже 250 °Срасчётная температура стенки и деталей принимается равной максимально возможнойпри эксплуатации температуре среды.
Расчёту на прочность предшествует выбор конструкционногоматериала в зависимости от необходимой химической стойкости, требуемой прочности,дефицитности и стоимости материала и других факторов. Прочностные характеристикиконструкционного материала при расчётной температуре определяются допускаемыминапряжениями в узлах и деталях.
Разрушающее действие среды на материал учитывается введениемприбавки Ск к номинальной толщине детали:
Ск = П ∙ τа = 10 ∙ 0,1= 1 мм (46)
где τа – амортизационный срок службы аппарата(можно принять τа = 10 лет); П – коррозионная проницаемость,мм/год. При отсутствии данных о проницаемости принимают П = 0,1 мм/год.
9.1 Расчёт толщины обечаек
Главным составным элементом корпуса выпарного аппаратаявляется обечайка. В химическом аппаратостроении наиболее распространены цилиндрическиеобечайки, отличающиеся простотой изготовления, рациональным расходом материалаи достаточной прочностью. Цилиндрические обечайки из стали, сплавов из основыцветных металлов и других пластичных материалов при избыточном давлении среды ваппарате до 10 МПа изготовляют вальцовкой листов с последующей сваркой стыков.
Необходимо определить толщину стенки сварной цилиндрическойобечайки корпуса выпарного аппарата, работающего под внутренним избыточнымдавлением Р = 0,6 МПа, при следующих данных: материал обечайки – сталь маркиХ18Н10Т, проницаемость П ≤ 0,1 мм/год, запас на коррозию Ск =1 мм; среда – насыщенный водяной пар при абсолютном давлении 0,4 МПа итемпературе 143,5 °С. Внутренний диаметр обечайки Dв = 1,8 м, отверстия в обечайке укреплённые, сварной шовстыковой двухсторонний (φш = 0,95). Допускаемое напряжение длястали марки 12Х18Н9Т при 150 °С определим по графику: σд = 236МН/м2.
Толщина обечайки с учётом запаса на коррозию и округлениемрассчитывается по формуле:
/> (47)
где D –наружный или внутренний диаметр обечайки, м; σд – допускаемоенапряжение на растяжение для материала обечайки, МН/м2. Коэффициентφ учитывает ослабление обечайки из-за сварного шва и наличия неукреплённыхотверстий. При отсутствии неукреплённых отверстий φ = φш,причём для стальных обечаек принимают φш =0,7 – 1,0, взависимости от типа сварного шва. Прибавка толщины с учётом коррозии Скопределяется формулой (41), а полученное суммарное значение толщины округляетсядо ближайшего нормализованного значения добавлением Сокр.
/> м (48)
Границей применимости формулы (42) является условие:
/> (49)
/>
То есть условие выполняется.
Допускаемое избыточное давление в обечайке можно определитьиз формулы (42):
/> МПа [1].
9.2 Расчёт толщины днищ
Составными элементами корпусов выпарных аппаратов являются днища,которые обычно изготовляются из того же материала, что и обечайки, и привариваютсяк ней. Днище неразъёмно ограничивает корпус вертикального аппарата снизу исверху. Форма днища может быть эллиптической, сферической, конической иплоской. Наиболее рациональной формой днищ для цилиндрических аппаратов являетсяэллиптическая. Эллиптические днища изготовляются из листового прокаташтамповкой и могут использоваться в аппаратах с избыточным давлением до 10 МПатолщину стандартных эллиптических днищ, работающих под внутренним избыточнымдавлением Р, рассчитывают по формуле (42), которая справедлива при условии:
/> (50)
Необходимо определить толщину стенки верхнего стандартногоотбортованного эллиптического днища для обечайки выпарного аппарата, рассчитаннойвыше. Днище сварное (φш = 0,95); в нём имеется центрально расположенноенеукреплённое отверстие dо = 0,2 м. Коэффициент ослабленияднища отверстием определяется по формуле:
/> (51)
Поскольку φо
Толщина днища равна:
/> м
/>
То есть условие выполняется.
Конические днища применяют в тех случаях, когда этообусловлено технологическим процессом, исключающим применение эллиптических илиплоских днищ, например, при необходимости непрерывного или периодическогоудаления вязких жидкостей, суспензий, сыпучих или кусковых материалов черезнижний штуцер. Угол конуса при вершине в днищах обычно принимают равным 60° или90°.
Расчёт нижнего конического днища с торроидальным переходом (отбортовкой),нагруженных внутренним избыточным давлением, рассчитывают по формуле:
/> (52)
Угол α = 45° — половина угла при вершине конуса cosα = 0,71.
/> м
Эта формула справедлива при условии:
/> (53)
/>, />,следовательно условие выполняется.
Допускаемое избыточное давление для конических днищопределяется из формулы (46):
/> МПа [1].
9.3 Определение фланцевых соединений и крышек
Среди разъёмных неподвижных соединений в химическом аппаратостроениинаибольшее распространение получили фланцевые соединения. При конструированияаппаратов следует применять стандартные и нормализованные фланцы, например, поГОСТ 12815 – 67 – ГОСТ 12839 – 67, ГОСТ 1233 – 67 – ГОСТ 1235 – 67. Конструкцияфланцевого соединения принимается в зависимости от рабочих параметров аппарата:при давлении Р ≤ 2,5 МПа, температуре t ≤ 300 °С и числе циклов нагружения за время эксплуатациидо 2000 применяются плоские приварные фланцы. Во фланцевых соединениях при Р ≤2,5 МПа, t ≤ 300 °С применяются болты.
Таблица 19 Основные размерыфланцевого соединения [10]D, мм
Ру, Мпа Размеры, мм Число отверстий z
Dφ
DБ
D1
D2
D3 h a
a1 s d 1800 0,6 1930 1890 1848 1860 1845 60 17,5 14 10 23 68
Болты подбираются по ГОСТ 7798 – 70 из стали 12Х18Н10Т [10].
9.4 Расчет аппарата на ветровую нагрузку
Расчетом проверяется прочность и устойчивость аппарата,устанавливаемого на открытой площадке при действии на него ветра. В частности,определяются размеры наиболее ответственного узла аппарата — опоры и фундаментныхболтов, которыми крепится опора к фундаменту.
При отношении высоты аппарата к его диаметру H/D >5 (H/D=6,4) аппараты оснащают цилиндрическими или коническимиюбочными опорами.
Аппарат по высоте условно разбивается на участки —произвольно, но не более чем через 10 м. Сила тяжести каждого участкапринимается сосредоточенной в середине участка. Ветровая нагрузка, равномернораспределенная по высоте аппарата, заменяется сосредоточенными силами, приложеннымив тех же точках, что и сила тяжести участков.
/>
Рис. 12 Схема разбивки аппарата на участки при расчете его наветровуюнагрузку.
Нормативный скоростной напор ветра q0навысоте от поверхности земли до x=10 мдля разных географических районов России различен, он принимается по таблице 7,наш город находиться в районе 2.
Для высот более 10 м нормативный скоростной напор принимаетсяс поправочным коэффициентом θ, величина которого определяется по графикуна рис. 7.
/>
Рис.7 График для определения поправочного коэффициента /> на увеличениескоростного напора ветра для высот более 10.
Таблица 20 Нормативныйскоростной напор ветра q0на высоте от поверхности земли до 10 м для разных географических районов Росси по ОН 26-01 -13- 65/Н1039–65Географический район России 1 2 3 4 5 6 7 q, Па 230 300 380 480 600 790 850
Т.к. высота аппарата 13 м, то разбиваем её на 4 равныхуровня по 3,25 м и определяем скоростной напор на каждом из них по формуле:
q= θ· q0·К (54)
где К – аэродинамический коэффициент (для цилиндрического корпусаК=0,6).
при x1=3,25 м => 1q= θ1· q0·К =1·300∙0,6=180 Па;
при x2=6,5 м => q2= θ2· q0·К =300·0,6=180 Па;
при x3=9,75 м => q3=θ3·q0·К =1·300·0,6=180Па;
при x4=13 м => q4=θ4· q0·К =1,1·300·0,6=198Па.
Кроме учета изменения нормативного скоростного напора ветра взависимости от высоты аппарата при расчете на ветровую нагрузку, учитываютсятакже динамическое воздействие на аппарат возможных порывов ветра, колебанияаппарата и явления резонанса, возникающего в том случае, когда при определенныхскоростях ветра частота порывов его совпадает с частотой собственных колебанийаппарата. Для этого при определении расчетной нагрузки от ветра вводитсякоэффициент увеличения скоростного напора:
/> (55)
где /> – коэффициентдинамичности, определяемый по графику на рис.8, /> – коэффициент пульсациискоростного напора ветра, определяемый по графику на рис. 9.
/>
Рис. 8. График для определения коэффициента динамичности
Период собственных колебаний аппарата Т в секундах определяетсяпо формуле:
/>, (56)
где Н – высота аппарат, м; Еt – модуль нормальной упругости материала корпусааппарата при рабочей температуре, МПа; Еt=2,00·105 МПа; J – момент инерции верхнего поперечного сечения корпусааппарата относительно центральной оси, м4; g – ускорение силы тяжести, м/с2; G – сила тяжести всего аппарата, МН.
/>
Рис. 9. График для определения коэффициента пульсациискоростного напора ветра.
/> (57)
/>
/>
где плотность материала стали ρХ18Н10Т = 7880кг/м3.
/>
Подставляем найденные значения:
/>
Тогда />=1,5 по графику.
Далее находим:
/>;
/>;
/>;
/>.
Далее определяем силу, действующую на i-й участок аппарата от ветровогонапора:
/> (58)
/>;
/>;
/>;
/>.
Далее определяем изгибающий момент от ветровой нагрузки относительнооснования аппарата:
/>
Изгибающий момент от действия ветровой нагрузки на однуплощадку, расположенную на высоте хi- от основания аппарата, Мвni определяется по формуле
/> (59)
где xni – расстояниеот низа i-ou площадки до основания аппарата в м; /> – сумма проекции всех элементовплощадки, расположенных вне зоны аэродинамической тени на вертикальнуюплоскость в м2:
/>;
/>;
/>
где n –число площадок.
/>
/>
Общий изгибающий момент от ветровой нагрузки найдем поформуле:
/>
9.5 Расчёт опор аппарата
Расчет опор [9, 10], предназначенных для цилиндрическихколонных аппаратов производят исходя из ветровой и сейсмической нагрузок. Втаких опорах расчётом определяются: размеры рёбер, сварные или паянные швы иместные напряжения в цилиндрических стенках аппарата в местах присоединения кним опор.
Отношение вылета к высоте ребра l/h рекомендуетсяпринимать равным 0,5.
Расчётная толщина ребра определяется по формуле:
/> (48)
где G –максимальный вес аппарата, МН (обычно бывает во время испытания, когда аппаратзаполнен водой); n – число лап (неменее двух); z- число рёбер в одной лапе (1 или 2);σс.д – допускаемое напряжение на сжатие (можно принять равным100 МН/м2); l –вылет опоры, м. Значение коэффициента k рекомендуется предварительно принять k = 0,6. Если при этом δ получится не менее l/13, то расчётная величина δявляется окончательной. В противном случае значение коэффициента k необходимо уменьшить с пересчётом толщиныδ и последующей проверкой l/δпо графику.
Определим основные размеры опоры (лапы) для вертикальногоцилиндрического аппарата, подвешенного на четырёх лапах по следующим данным:максимальный вес аппарата G =0,085 МН, число лап n = 4; конструкциялап – двухрёберная, z = 2; вылет лапы l = 0,2 м; Ск = 1 мм;диаметр корпуса Dв = 1,8 м.
Пренебрегаем отношением вылета лапы к высоте ребра l/h = 0,5.
Тогда /> м.
Толщину ребра определим по формуле (48):
/> м
Отношение /> >δ = 0,004, поэтому уменьшаем значение k до 0,27, при котором по графику />.
Пересчитываем δ:
/> м > /> м.
Принимаем толщину ребра δ = 10 мм.
Общая длина сварного шва определяется по формуле:
/> м (49)
Прочность сварного шва проверим по формуле:
/> (50)
где Lш – общая длина сварных швов, м; hш – катет сварного шва, hш = 0,008 м; τш.с. – допускаемое напряжениематериала на срез, τш.с. = 80 МН/м2.
/>
/>
То есть прочность обеспечена.
Определим опоры аппарата. При определении нагрузки наподвесную опорную лапу все действующие на аппарат нагрузки приводят к осевойсиле Р, определяемой максимальным весом аппарата при эксплуатации или пригидравлических испытаниях, и моменту М, зависящему от конструкции аппарата, ит. д. При учебных расчётах момент М можно принять равным нулю. Нагрузку на однуопору рассчитывают по соотношению:
/> (51)
Если М = 0, следовательно />,значит />,
где λ1 – коэффициент, зависящий от числа опорz. Примем z = 4, значит λ1 = 2.
Рассчитаем осевую силу Р = m ∙ g.Масса аппарата при гидравлических испытаниях равна:
m = mап + mводы (52)
mап = 8500 кг; mводы = V ∙ ρ, где V = ΣVсост.ч..
Зная технические характеристики аппарата найдём:
/> м3
/>
/>
/>
/> м3
V = 3,14 + 20,57 + 2,88 = 26,59 м3
mводы = V ∙ ρ =26,59 ∙ 1000 = 26590 кг
m = 13000 + 26590 = 39590 кг
Р = m ∙ g = 39590 ∙ 9,81 = 388378 Н
/> кН
По ОСТ 26 – 665 – 79 [10] выбираем опору (тип 2) соследующими характеристиками:Q, kH а
а1
а2 в
в1
в2 с
с1 h
h1
s1 k
k1 d
dб 250 360 540 300 800 360 350 65 240 940 40 24 75 220 42 -
Заключение
Целью данного курсового проекта являлся расчет выпарнойустановки непрерывного действия для выпаривания растворяя сульфата натрия отначальной концентрации соли 6 % (масс.) до конечной концентрации 30% (масс.).
В ходе проектирования произведены следующие расчеты:составление и описание технологической схемы выпарной установки, расчетосновного аппарата, подбор вспомогательного оборудования (теплообменной инасосной аппаратуры), а также был произведен расчет на прочность.
Маркировку выбранного оборудования сведем в таблицу 21.
Таблица 21 Маркировкаоборудования№ Наименование Марка 1 Насос центробежный Х 45/54 2 Вакуум-насос ВВН-3 3 Теплообменник
600 ТНВ-8-М1
О/20-6-4 гр. Б 4 Конденсатоотводчик 45ч12нж 5 Ёмкость начального раствора ГЭЭ1-1-63-0,6 6 Ёмкость упаренного раствора ГЭЭ1-1-12,5-0,6 7 Обечайка Х 18Н10Т 8 Барометрический конденсатор КБ-2-600 9 Опора 2-1800-25-125-800
Произведенный анализ работы показал, что основной процесстеплопередачи сосредоточен в греющей камере выпарного аппарата. Интенсивностьтеплопередачи повышается в аппаратах с вынесенной циркуляционной трубой, т. к.раствор в ней не кипит и парожидкостная смесь не образуется. В них, посравнению с аппаратами с центральной циркуляционной трубой, кратностьциркуляции и коэффициент теплоотдачи выше. Еще большей эффективности можнодобиться, используя аппараты с вынесенной греющей камерой. В них вследствиеувеличенного гидростатического столба жидкости раствор кипит не в греющихтрубах, а в трубе вскипания из-за перехода в зону пониженного гидростатическогодавления. Таким образом, уменьшается отложение накипи на теплообменнойповерхности греющих труб и увеличивается коэффициент теплопередачи.
В итоге был получен следующий результат: выпарной аппарат с естественнойциркуляцией и вынесенной греющей камерой общей высотой 13 м, диаметром сепаратора1,8 м и диаметром греющей камеры 1 м.
Библиографический список
1. Дытнерский, Ю. И.Основные процессы и аппараты химической технологии. Пособие по проектированию[текст] / Ю. И. Дытнерский, – М.: Химия, 1983, 270 с.
2. Павлов, К. Ф. Примерыи задачи по курсу процессы и аппараты химической технологии [текст] / К. Ф.Павлов, П. Г. Романков, А. А. Носков, – М.: Химия, 1970, 624 с.
3. Справочникхимика, т III, М.: Химия, 1964, 1008 с.
4. Справочникхимика, т V, М.: Химия, 1968, 976 с.
5. Воробьёва, Г. Я.Коррозионная стойкость материалов в агрессивных средах химических производств[текст] / Г. Я. Воробьёва, М.: Химия, 1975, 816 с.
6. Касаткин, А. Г.Основные процессы и аппараты химической технологии [текст] / А. Г. Касаткин,М.: Химия, 1973, 750 с.
7. Викторов, М. М.Методы вычисления физико-химических величин и прикладные расчёты [текст] / М.М. Викторов, Л.: Химия, 1977, 360 с.
8. КаталогУКРНИИХИММАШа. Выпарные аппараты вертикальные трубчатые общего назначения. М.:ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1979, 38 с.
9. Лащинский, А. А. Основыконструирования и расчёта химической аппаратуры [текст] / А. А. Лащинский, А.Р. Толчинский, Л.: Машиностроение, 1970, 752 с.
10. Лащинский, А. А.Конструирование сварочных химических аппаратов [текст] / А. А. Лащинский, Л.:Машиностроение, 1981, 382 с.
Приложения
Приложение 1
Основные характеристики центробежных насосов, используемых вхимической промышленности
/>
/>