7981

Определение поверхности теплопередачи выпарный аппаратов

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Технологический расчёт. Определение поверхности теплопередачи выпарный аппаратов Поверхность теплопередачи каждого корпуса выпарной установки определяют по основному уравнению теплопередачи...

Русский

2013-01-31

344.5 KB

20 чел.

1. Технологический расчёт

1.1. Определение поверхности теплопередачи выпарный аппаратов

Поверхность теплопередачи каждого корпуса выпарной установки определяют по основному уравнению теплопередачи:

F = Q/KtП     

Для определения  тепловых нагрузок Q, коэффициентов теплопередачи K и полезных разностей температур  необходимо знать распределение упариваемой  воды, концентраций растворов и их температур кипения по корпусам. Эти величины  находят методом последовательных приближений.  

Первое приближение

Производительность установки по выпариваемой воде определяют из уравнения материального баланса:

W = GН(1-xН/xК)          (1)

GН = 3,3 т/ч = 0,9167 кг/с; xН = 8%; xК = 20%.

Подставив, получим:

W = 0,9167(1-8/20) = 0,55 кг/с

1.1.1  Концентрация упариваемого раствора.

Распределение концентраций раствора по корпусам установки зависит от соотношения нагрузок по выпариваемой воде в каждом аппарате. В первом приближении на основании практических данных принимают, что производительность по выпариваемой воде распределяется между корпусами в соответствии с соотношением.

w1 : w2 : w3 = 1,0 : 1,1 : 1,2

Тогда   

              w1 = 1,0W/(1,0+1,1+1,2) = 1,0W/3,3           (2)

w2 = 1,1W/(1,0+1,1+1,2) = 1,1W/3,3

w3 = 1,2W/(1,0+1,1+1,2) = 1,2W/3,3

Получаем:

w1 = 1,0∙0,55/3,3 = 0,166кг/с

w2 = 1,1∙0,55/3,3 = 0,183 кг/с

w3 = 1,2∙0,558/3,3 = 0,2 кг/с

Далее рассчитываем концентрации растворов в корпусах:

                        x1 = GH∙xH/(GH-w1)                    (3)

    x2 = GH∙xH/(GH-w1-w2)

x3 = GH∙xH/(GH-w1-w2-w3)

Пдставив, находим:

x1 = 0,9167∙0,08/(0,9167-0,166) =9,7%

x2 = 0,9167∙0,08/(0,9167-0,166-0,183) = 12,9%

x3 = 0,9167∙0,08/(0,9167-0,166-0,183-0,2) =20%

Концентрация раствора в последнем корпусе x3 соответствует заданной концентрации упаренного раствора xk.

1.1.2.    Температуры кипения растворов

Общий перепад давлений в установке равен:

∆PОБ = PГ1 – РБК = 0,4709-0,0199= 0,451 МПа       (4)

В первом приближении  общий перепад давлений распределяют между корпусами поровну. Тогда давления греющих паров в корпусах равны:

РГ1 = 0,4709 МПа  

                              РГ2 = РГ1 - ∆РОБ/3                           (5)

РГ3 = РГ2 - ∆РОБ/3

Подставив, получим:

РГ2 = 0,4709- 0,451 /3 = 0,327 МПа

РГ3 = 0,3410 - 0,451 /3 = 0,173 МПа

Давление в барометрическом конденсаторе:

РБК = РГ3-∆РОБ/3

РБК = 0,173 – 0,451 /3 = 0,0199 МПа

что соответствует заданному значению РБК.

По давлениям паров находим их температуры и энтальпии :

Таблица 1.

P, МПа

tC

I,кДж/кг

i,кДж/кг

РГ1 =0,4709

tГ1 = 149,4

IГ1 = 2752

i Г1 = 635,2

РГ2 = 0,327

tГ2 = 135,6

IГ2 = 2733,78

i Г2 = 578

РГ3 = 0,173

tГ3 = 115,4

IГ3 = 2706,9

i Г3 = 480,3

РБК = 0,019

tБК = 59,57

IБК = 2606,7

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.

Изменение температуры кипения по высоте кипятильных труб происходит вследствие изменения гидростатического давления столба жидкости. Температуру кипения раствора в корпусе принимают соответствующей температуре кипения  в среднем слое жидкости. Таким образом, температура кипения раствора в корпусе отличается от температуры греющего пара в последующем корпусе на сумму температурных потерь  от температурной (Δ'), гидростатической (Δ'') и гидродинамической (Δ''') депрессий (∑Δ=Δ' +Δ''+Δ''').

 Гидродинамическая депрессия  обусловлена потерей давления пара на преодоление гидравлических сопротивлений трубопроводов при переходе из корпуса в корпус. Обычно в расчетах принимают Δ''''=1,0-1,5 град на корпус. Примем для каждого корпуса Δ'''' = 1 град. Тогда температуры вторичных паров в корпусах (в  °С  ) равны:

                               tВП1 = tГ2 + ∆1'''                           (6)

tВП2 = tГ3 + ∆2'''

tВП3 = tБК + ∆3'''

Подставив, получим:                   

tВП1 = 135,6+ 1 = 136,66°С

tВП2 = 115,4+ 1 = 116,04°С

tВП3 = 59,57+ 1 = 60,57°С

 Сумма гидродинамических депрессий:

                          ∑∆''' = ∆1''' + ∆2''' + ∆3'''                      (7)  

∑∆''' = 3°C

По температурам вторичных паров определим их давления. Они равны сответственно в (Па) :  

Таблица 2.

P, МПа 

t,°C

r ,кДж/кг

PВП1 =0,346

tВП1 = 136,6

r ВП2= 2157,2

РВП2 = 0,190

tВП2 = 116,04

r ВП2= 2212,5

РВП3 = 0,0325

tВП3 = 60,57

r ВП3= 2332

 Гидростатическая  депрессия обусловлена разностью давлений в среднем слое кипящего раствора и на его поверхности. Давление в среднем слое кипящего раствора Pср каждого корпуса определяется  по уравнению.

            Рср = Рвп + ρ∙g∙H∙(1-ε)/2                     (8)

 где H – высота кипятильных труб в аппарате, м; p – плотность кипящего раствора, кг/м3; ε – паронаполнение (объемная доля пара в кипящем растворе), м33.

Для выбора значения H необходимо ориентировочно оценить   поверхность  теплопередачи выпарного аппарата Fор. При кипении водных растворов можно принять удельную тепловую нагрузку аппаратов с естественной циркуляцией q=20000-50000Вт/м2, аппаратов с принудительной циркуляцией q=40000-80000 Вт/м2. Примем q=40000 Вт/м2. Тогда поверхность теплопередачи 1-го корпуса ориентировочно равна:

Fop = Q/q = w1r1/q               (9)

Fop = 0,166∙2157,2∙103 /40000 = 8,9 м2

где r1 = 2157,2– теплота парообразования вторичного пара, кДж/кг.

По ГОСТ 11987 – 81[3]   трубчатые  аппараты с принудительной  циркуляцией и соосной греющей камерой  (тип 3, исполнение 2) состоят из кипятильных труб высотой    5 м при диаметре dн=38 мм и толщине стенке dст=2 мм. Примем высоту кипятильных труб Н = 4 м.

При пузырьковом (ядерном) режиме кипения паронаполнение составляет e = 0,4 – 0,6. Примем ε = 0.5. Плотность водных растворов, в том числе раствора KOH при соответствующих концентрациях и температурах в корпусах равна:

ρ1 = 1089,18 кг/м3,                ρ2 = 1119,84  кг/м3,       ρ3 = 1188  кг/м3.

Давление в среднем слое кипятильных труб корпусов (в Па) равны:

                                      РСР1 = РВП1 + ρ1gH∙(1-ε)/2                                (10)    

РСР1 = 33,5∙104 + 1089,18∙9,8∙4(1-0,5)/2 = 34,6∙104 Па

РСР2 = РВП2 + ρ2g∙Н∙(1-ε)/2

РСР2 = 19,0∙104 + 1119,84∙9,8 ∙4 (1-0,5)/2 = 19∙104 Па

РСР3 = РВП3 + ρ3g∙Н∙(1-ε)/2

РСР3 = 3,25 ∙104 + 1188∙9,8∙4(1-0,5)/2 = 3,25∙104 Па

Этим давлениям соответствуют следующие температуры кипения и теплоты испарения растворителя :

Таблица 3.

P, Па 

t, °C

r,кДж/кг

РСР1 = 34,6∙104

tСР1 = 137,5

rВП1 = 2157,2

РСР2 = 19∙104

tСР2 = 117,95

rВП2 = 2212,5

РСР3 = 3,25∙104

tСР3 = 70,4

rВП3 = 2332

Определим гидростатическую дипрессию по корпусам:

                             Δ1'' = tСР1 - tВП1                       (11)

Δ2'' = tСР2 - tВП2

Δ3'' = tСР3 - tВП3

Δ1'' = 137,5- 136,6= 0,9 0С

Δ2'' = 117,95- 116,04= 1,91  0С

Δ3'' = 70,4 – 60,57= 9,83  0С

Сумма гидростатических депрессий:

                            ∑∆'' = ∆1'' + ∆2'' + ∆3''                       (12)

∑∆'' = 0,9 + 1,91  + 9,83  = 12,64°C

Температурную депрессию Δ' определим по уравнению:

                  Δ'=1,62·10-2·Δ'атмТ2/rвп                      (13)

где T- температура паров в среднем слое кипятильных труб, К; Δ'атм - температурная депрессия при атмосферном давлении [1, приложение 4.5].

АТМ1' = 2,135°C

АТМ2' = 3,302°C

АТМ3' = 6,0°C

Находим значение Δ' по корпусам (в °C)

1' = 1,62∙10-2∙2,135∙(137,5+ 273)2 / 2157,2= 2,70°C

2' = 1,62∙10-2∙3,302∙(117,95+ 273)2 / 2212,5= 3,70°C
3' = 1,62∙10-26,0∙(70,4+ 273)2 / 2332= 4,92°C

Сумма температурных депрессий:

                              ∑∆' = ∆1' + ∆2' + ∆3'                          (14)

∆' = 11,31 °C

Температуры кипения растворов в корпусах равны (в °C):

                         tК1 = tГ2 + ∆1' + Δ1'' + ∆1'''                 (15)

tК2 = tГ3 + ∆2' + Δ2'' +∆2'''

          tК3 = tБК + ∆3' + Δ3''+ ∆3'''

 tК1 = 135,6+ 2,70 +0,9+ 1 = 140,20 

tК2 = 115,4+ 3,70 + 1,91+ 1 = 121,65

            tК3 = 59,57 + 4,92 +9,83+ 1 = 75,32

1.1.3. Полезная разность температур:

                                ∆tП1 = tГ1 - tK1                                        (16)

∆tП1 = 9,20°С

∆tП2 = tГ2 - tK2

∆tП2  = 13,95°С

∆tП3 = tГ3 - tK3

tП3  = 39,72°С

Общая полезная разность температур:

    ∑∆tП = ∆tП1 + ∆tП2 + ∆tП3                            (17)

∑∆tП = 9,20+ 13,95+ 39,72= 62,88°С

Проверим общую разность температур:

    ∑∆tП = tГ1-tБК-(∑∆' + ∑∆'' + ∑∆''' )      (18)

∑∆tП = 149,4-59,57-(11,31 + 12,64 + 3) = 62,88°С

1.1.4.   Определение тепловых нагрузок.

Расход греющего пара в 1-й корпус, производительность каждого корпуса по выпаренной воде и тепловые нагрузки по корпусам определим путем совместного решения уравнений тепловых балансов по корпусам и уравнения баланса по воде для всей установки:

Q1 = Di Г1 = 1,035∙[GHcH∙(tK1-tH)+w1rВП1+Qконц]   (19)

Q2 = w2i Г2 = 1,025∙[(GH-w1)∙c1∙(tK2-tK1)+w2rВП2+ Qконц2]  (20)

Q3 = w2i Г1 = 1,015∙[(GH-w1-w2)∙c2∙(tK3-tK2)+w3rВП2 + Qконц3]  (21)

W = w1 + w2 + w3   (22)

где 1,035; 1,025; 1,015 - коэффициенты, учитывающие потери тепла в окружающую среду; сН12 - теплоемкости растворов соответственно исходного, в первом и во втором корпусах, кДж/(кгК) [4]; Qконц, Qконц2, Qконц3 - теплоты концентрирования по корпусам, кВт; tн - температура кипения исходного раствора при давлении в 1-м корпусе; tн=tвп1+'н=138,7+1,76=140,5 (где н - температурная депрессия для исходного раствора); можно принять:

Анализ зависимости теплоты концентрирования от концентрации и температуры показал, что она наибольшая для третьего корпуса. Поэтому рассчитаем теплоту концентрирования для 3- го корпуса:

Qконц3 = G сух Δq=G н x н Δq      (23)

где G сух – производительность по сухому KOH, кг/с; Δq – разность интегральных теплот растворения при концентрациях х2 и х3, кДж/кг.

Qконц3 = 0,9167·0,08=0,0733 

Сравним Qконц3 с ориентировочной тепловой нагрузкой для 3-го корпуса Q3ор

  Q3ор = (GH-w1-w2)∙c2∙(tK3-tK2)+w3∙(IВП3-cВtK3)      (24)

Q3ор = (0,9167-0,166-0,1833) ∙3,64∙(75,32-121,65)+0,2∙(2606,7-4,19∙75,32)=371,8 кВт

Поскольку Qконц3 составляет значительно меньше 3 % от Q3ор, в уравнениях тепловых балансов пренебрегаем этой величиной.

 

Получим систему уравнений:

Q1=D∙635,2=1,035∙[0,9167∙3,85∙(140,20-22)+w1∙2157,2]

Q2=w1∙578=1,025∙[(0,9167-w1)∙3,78∙(121,65-140,20)+w2∙2212,5]

Q3=w2∙480,3=1,015∙[(0,9167-w1-w2)∙3,65∙(75,32-121,65)+w3∙2332]

w1 + w2 + w3 = 0,55

Решение этой системы уравнений дает следующие результаты:

D = 0,178   кг/с;   w1= 0,167   кг/с;    w2 = 0,182   кг/с;    w3 = 0,2015   кг/с

Q1= 377,6  кВт;   Q2 = 360,2  кВт;   Q3 = 414,5   кВт;

Наибольшее отклонение вычесленных нагрузок по испаряемой воде в каждом корпусе от предварительно принятых ( w1= 0,166 кг/с,  w2 = 0,1833 кг/с, w3 = 0,2 кг/с) не привышает 3 %, поэтому не будем пересчитывать концентрации и температуры кипения.

Параметры растворов и паров по корпусам

Таблица 4.

Параметр

Корпус

1

2

3

Производительность по испаряемой воде, w, кг/с

0,167

0,18

0,2

Концентрация растворов x, %

9,7

12,9

20

Давление греющих паров Pг , МПа

0,4709

0,327

0,173

Температура греющих паров tг , °C

149,4

135,6

115,4

Температурные потери  , град

4,60

6,61

15,75

Температура кипения раствора tk, °C

140,20

121,65

75,32

Полезная разность температур , град

9,2

13,95

39,72

1.1.5. Выбор конструкционного материала.

Выбираем конструкционный материал, стойкий в среде кипящего KOH в интевале изменения концентраций от 5 до 40%. В этих условиях химически стойкой является сталь марки Х17. Скорость корозии ее не менее 0,1 мм/год, Коэффициент теплопроводности :

λСТ = 25,1 Вт/(м∙К)

1.1.6. Расчет коэффициентов теплопередачи.

Коэффициент теплопередачи для первого корпуса определяют по уравнению аддитивности термических сопротивлений:

        (25)

Примем , что суммарное термическое сопротивление равно термическому сопротивлению стенки и накипи. Термическое сопротивление загрязнений со стороны пара не учитываем. Получим:

∑δ/λ = 0,002/25,1 + 0,0005/2 = 0,000287 м2∙К/ Вт

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке a1 равен:

       (26)      

где r1- теплота конденсации греющего пара, Дж/кг; - соответственно плотность (кг/). теплопроводность Вт/(), вязкость () конденсата при средней температуре пленки  , , где  -  разность температур конденсации пара и стенки, град.

ПЕРВЫЙ КОРПУС

Расчет - ведут методом последовательных приближений. В первом

приближении примем =1 0С. Тогда

             tПЛ = tГ1-∆t1/2                (27)

tПЛ = 149,4-1/2 = 148,9 °С

r1 = 2121800 Дж/кг      ρЖ = 918,3 кг/м3 

μЖ = 0,00013 Па∙с     λЖ = 0,599 Вт/(м∙К)

Для установившегося процесса передачи тепла справедливо уравнение

      (28)

где q - удельная тепловая нагрузка, Вт/; Δtст - перепад температур на стенке, град;  Δt2  - разность между температурой стенки со стороны раствора и температурой кипения раствора, град.

Отсюда

  (29)

 Тогда

Коэффициент теплоотдачи от стенки к кипящему раствору для пузырькового кипения в вертикальных кипятильных трубках при условии естественной циркуляции раствора  равен:

      (30)

Физические свойства кипящего раствора NaCl сведем в таблицу 2.

Таблица 5.

Параметр

Корпус

1

2

3

Теплопроводность раствора λ, Вт/(м·К)

0,57

0,59

0,6

Плотность растворов ρ, кг/м3

1042

1086

1166

Теплоемкость раствора с, Дж/ (кг·К)

3450

3198

2346

Вязкость раствора µ, Па·с

0,0019

0,0031

0,0071

Подставив численные значения,  получим:

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

                                 q' = α1∙∆t1                                            (31)

q' = 8946∙1 = 17891 Вт/м2 

                                q'' = α2∙∆t2                                          (32)

q'' = 1762∙5,15 = 9074 Вт/м2 

Как видим, q' ≠ q''

Расхождение между тепловыми нагрузками превышает 3%.

Для второго приближения примем =0,5 0С.

Пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры на 1,5 градуса рассчитаем α1 по соотношению:

Получим:

                

q' = 12651∙0,5=6326 Вт/м2

q'' = 1290∙6,88 =8879 Вт/м2

Как видим, q' ≠ q''

Для расчета в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки от разности температур между паром и стенкой в первом корпусе (рис.1) и определяем =0,8 0С.

Рисунок 1.

= 1594

q' = 11249∙0,8=8999 Вт/м2

q'' = 1594∙5,82=9270 Вт/м2

Как видим, q' ≈ q''

Расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, расчет коэффициентов теплоотдачи на этом заканчиваем.

Находим коэффициент теплопередачи:

    К1 = 1 / (1/α1 + ∑δ/λ + 1/α2)                     (33)

К1 = 1/ (1/11249 + 0,000287 + 1/1594) = 997 Вт/ м2∙К

ВТОРОЙ КОРПУС

В первом приближении примем =1 град. Тогда

tПЛ2 = tГ2-∆t1/2

tПЛ2 = 135,7- 1/2 = 135,1 °С

r1 = 2162900 Дж/кг      ρЖ = 887 кг/м3 

μЖ = 0,000153 Па∙с     λЖ = 0,675 Вт/м∙К

 Тогда

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

q' = 11415∙1 = 11415 Вт/м2 

q'' = 1591∙9,68 = 15397 Вт/м2 

Как видим, q' ≠ q''

Для второго приближения примем =20С.

Пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры на 2 градуса рассчитаем α1 по соотношению:

= 2173

q' = 9599∙2 = 19198 Вт/м2 

q'' = 2173∙6,44 =  14006 Вт/м2 

Как видим, q' ≠ q''

Для расчета в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки от разности температур между паром и стенкой в первом корпусе (рис.2) и определяем =1,45 0С.

Рисунок 2.

=1880

q' = 10402∙1,45 = 15083 Вт/м2 

q'' = 1880∙8,18 = 15374  Вт/м2 

Как видим, q' ≈ q''

Находим коэффициент теплопередачи:

К2 = 1 / (1/α1 + ∑δ/λ + 1/α2)

К2 = 1/ (1/10402 + 0,000287 + 1/1880) = 1093 Вт/ м2∙К

ТРЕТИЙ КОРПУС

В первом приближении примем =9,2 град. Тогда

tПЛ3 = tГ3-∆t1/2

tПЛ3 = 115,04-9,2/2 = 110,44°С

r1 = 2220500 Дж/кг      ρЖ = 919 кг/м3 

μЖ = 0,00021 Па∙с     λЖ = 0,6 Вт/м∙К

 Тогда

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

q' = 5489∙9,2 = 50499 Вт/м2 

q'' = 3142∙16,03 = 50374 Вт/м2 

Как видим, q' ≈ q''

Находим коэффициент теплопередачи:

К3 = 1 / (1/α1 + ∑δ/λ + 1/α2)

К3 = 1/ (1/5489 + 0,000287 + 1/3142) = 1270Вт/ м2∙К

1.1.7.  Распределение полезной разности температур

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

        (34)

где  - соответственно полезная разность температур, тепловая нагрузка, коэффициент теплопередачи для j- го корпуса.

Q1 = 377,6 кВт

Q2 = 360,2 кВт

Q3 = 414,5 кВт

Подставив численные значения, получим:

tП1=62,88∙377,6/997/(377,6/997+360,2/1093+414,5/1270)

tП1= 23,02 град

tП2=62,88∙360,2/1093/(377,6/997+360,2/1093+414,5/1270)

tП2= 20,03 град

tП3=109,92∙414,5/1270/(377,6/997+360,2/1093+414,5/1270)

tП3= 19,83 град

Проверим общую полезную разность температур установки:

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

Параметр

Корпус

1

2

3

tП во 2-м приближении

23,02

20,03

19,83

tП в 1-м приближении

9,2

13,95

39,72

 

Поверхность теплопередачи выпарных аппаратов

                    

Уточненный расчет

=

tП =

tП1 =        ∆tП2 =  

tП3 =

     

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

Номинальная поверхность теплообмена F, м2

25

Диаметр греющей камеры dk, мм

600

Диаметр сепаратора dc, мм

1000

Диаметр циркуляционной трубы dц, мм

300

Общая высота аппарата Ha, мм

12500

Масса аппарата Ma, кг

3000

2. Определение толщины тепловой изоляции.

Толщину тепловой изоляции δн находят из равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции от поверхности изоляции в окружающую среду:

  (35)

где  - коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую  среду, Вт/(м2·К) :  - температура изоляции со стороны окружающей среды (воздуха); для аппаратов, работающих в закрытом помещении,  выбирают в интервале 40-15 °С; - температура изоляции со стороны аппарата, ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата по сравнению 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:

tСТ2 = 40 °С

tВ = 20 °С

αВ = 9,3+0,058∙40 = 11,62 Вт/(м2·К)

       В качестве материала для тепловой изоляции выберем совелит (85% магнезии + 15% асбеста), имеющий коэффициент теплопроводности λ=0,09 Вт/ (м·К). Тогда получим

Принимаем  толщину тепловой изоляции 0,042 м и для других корпусов.

3. Расчёт вспомогательного оборудования

3.1. Расчет барометрического конденсатора.

Для создания вакуума в выпарных установках обычно применяют конденсаторы смешения с барометрической трубой. В качестве охлаждающего агента используют воду, которая подается в конденсатор чаще 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 вакуума – насоса откачивают неконденсирующие газы.

Необходимо рассчитать расход охлаждающей воды, основные размеры (диаметр и высоту) барометрического конденсатора  и барометрической трубы, производительность вакуума – насоса.

3.1.1. Расход охлаждающей воды

Расход охлаждающей воды Gв определяют из теплового баланса конденсатора:

             (36)

где  - энтальпия паров в барометрическом конденсаторе, Дж/кг; tн - начальная температура охлаждающей воды, °С; tk – конечная температура смеси воды и конденсата, °С.

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

tk = t б.к - 3,0 = 59,57 - 3 = 56,57 °C.

tH = 22 °C

IБК = 2593,1 кДж/кг

сВ = 4,190 кДж/кг∙К

Тогда

3.1.2.Диаметр конденсатора

Диаметр барометрического конденсатора dбк определяют из уравнения расхода:

             (37)

где ρ – плотность паров, кг/м3, v – скорость паров, м/с

 

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

ρП = 0,8 кг/м3 

Подбираем конденсатор диаметром, равным расчетному или ближайшему большему. Определяем его основые размеры. Выбираем барометрический конденсатор диаметром

dбк =500  мм.

2.1.3. Высота барометрической трубы.

В соответствии с нормалями, внутренний диаметр барометрической трубы dбт равен 125 мм.

Скорость воды в барометрической трубе

          (38)

 Высота барометрической трубы

                           (39)

где B – вакуум в барометрическом, Па; ∑ξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений; λ – коэффициентов трения в барометрической трубе; 0,5 – запас высоты на возможное изменение барометрического давления, м.

Па         (40)

                                           (41)

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

Коэффциент трения λ зависит от режима течения жидкости. Определим режим течения воды в барометрической трубе:

ρВ = 1000 кг/м3       μВ = 0,00054Па∙с

   (42)

При Re = 66015   λ = 0,020

2.2. Расчет производительности вакуум – насоса.

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

                             GВОЗД = 2,5∙10-5∙(w3+GB)+0,01∙w3                                    (43)

где 2,5∙10-5 – количество газа, выделяющегося из 1 кг воды: 0,01 – количество газа, подсасываемого в конденсатор через неплотности, на 1 кг паров.

Объемная производительность вакуум – насоса равна:

                                            (44)

где R – универсальнпя газовая постоянная, Дж/(кмоль К); Мвозд - молекулярная масса воздуха, кг/моль; tвозд – температура воздуха, °С; Pвозд - парциальное давление сухого воздуха в барометрическом конденсаторе, Па.

Мвозд = 29 кг/моль

Температуру воздуха рассчитывают по уравнению

   (45)

Давление воздуха равно:

                                                                             (46)

где Pп –давление сухого насыщенного пара (Па) при tвозд = 26,8°C. Подставив, получим:

Тогда

4.5. Определение поверхности теплопередачи подогревателя.

Поверхность теплопередачи подогревателя (теплообменника) Fп 2 определяем по основному уравнению теплопередачи:

,  (47)

где  – тепловая нагрузка подогревателя, Вт,определяется из теплового баланса теплообменника:  Кп – коэффициент теплопередачи, Вт/(м К), Кп = 120 ÷ 340;  – средняя разность температур между паром и раствором, ºС;  – количество начального раствора, кг/с, и его теплоёмкость, Дж/(кг∙К);  – начальная температура исходного раствора, ºС;  – температура раствора на выходе из теплообменника, ºС, равная температуре с которой раствор входит в первый корпус.

= кВт

t = 149,4ºС       пар               t = 149,4ºС

t = 22ºС       раствор      t = 140,2ºС

                              

Так как отношение , то величину   определим как среднелогарифмическую:

Тогда поверхность теплообменника:

Площадь поверхности теплопередачи теплообменника принимается на 10—20 % больше расчетной величины:

(ГОСТ 15122 – 79 еще не выбрано)

На основании найденной поверхности по ГОСТ 15122 – 79 выбираем кожухотрубчатый двухходовой теплообменник с такими параметрами:

площадь поверхности теплопередачи F = 51 м2 , число труб n = 266 длина труб l = 2,5 м, диаметр труб 25 х 2 мм, диаметр кожуха D = 600 мм .

4.6. Расчёт центробежного насоса

Основными типами насосов, используемых в химической технологии, являются центробежные, осевые и поршневые. Для проектируемой выпарной установки используем центробежный насос. При проектировании обычно возникает задача определения необходимого напора Н и мощности N при заданной подаче (расходе) жидкости Q, перемещаемой насосом. Далее по найденному напору и производительности насоса определяем его марку, а по величине мощности на валу – тип электродвигателя к насосу.

Мощность на валу насоса, кВт,

,  (48)

где Q – производительность насоса, м3/c; Н – напор, развиваемый насосом, м;  – к.п.д. насоса,  = 0,4 ÷ 0,9;  – к.п.д. передачи (для центробежного насоса  = 1).

Напор насоса

,  (49)

где Р1 – давление жидкости для исходного раствора (атмосферное), Па; Р2 – давление вторичного пара в первом корпусе, Па; НГ – геометрическая высота подъема раствора, м, Н Г = 8 ÷ 15 м; hп – напор, теряемый на преодоление гидравлических сопротивлений (трения и местных сопротивлений) в трубопроводе и теплообменнике, м.

Потери напора

,  (50)

где  и  – потери напора соответственно в трубопроводе и в теплообменнике, м.  В связи с громоздкостью расчета потери напора в теплообменнике можно не рассчитывать и принимать их в пределах , в зависимости от скорости движения раствора в трубах теплообменника, длины, количества труб и числа ходов теплообменника; w – скорость раствора, м/с, w = 0,5 ÷ I,5 м/с; l и d – длина и диаметр трубопровода, м; l = 10 ÷ 20 м;  –  коэффициент трения;  – сумма коэффициентов местных сопротивлений.

Определим диаметр трубопровода из основного уравнения расхода:

Для определения коэффициента трения  рассчитываем величину Rе:

,  (51)

где  плотность, кг/м3 и вязкость, Па∙с исходного раствора; при концентрации  x = 8%;  

 

Для гладких труб при Re = 29269 

Определим сумму коэффициентов местных сопротивлений :

Коэффициент местных сопротивлений равны:

вход в трубопровод  = 0,5;

выход из трубопровода  = 1,0;

колено с углом 90º (для трубы d = 33 мм);  = 1.6;

вентиль прямоточный  = 0,85 (для трубы d = 33 мм);

;

Примем потери напора в теплообменнике  и  аппарата плюс 2 метра,

 НГ = 10 м.

Тога

(выбор насоса не точный)

По приложению табл. П11 устанавливаем, что данным подаче и напору больше всего соответствует центробежный насос марки Х20/53, для которого в оптимальных условиях работы Q = 5,5 10-3 м3/с, H = 44 м, . Насос обеспечен электродвигателем АО 2– 52 – 2 номинальной мощностью N = 13 кВт.

По мощности, потребляемой двигателем насоса, определяем удельный расход энергии:

4.7. Расчёт объёма и размеров емкостей

Большинство емкостей представляют собой вертикальные или горизонтальные цилиндрические аппараты. При проектировании емкостей основными руководящими документами являются нормали и Государственные стандарты.

По номинальному объему аппарата выбирают его основные конструктивные размеры (диаметр, высоту), которые должны соответствовать ГОСТ 9941 – 72, ГОСТ 9671 – 72.  

Длина (высота) емкостей принимается равной (1 ÷1,5) Dн.

Расчет емкостей для разбавленного и упаренного раствора ведем из условий шестичасовой (сменной) работы выпарного аппарата, т.е. ч.

0бъём емкости для разбавленного (исходного) раствора

              (52)

 

где   – количество (кг/ч) и плотность (кг/м3) исходного раствора;  – коэффициент заполнения емкости,  = 0,85 - 0,95.Примем Vн=25м. Принимаем диаметр емкости равным = 2,8 м. Тогда длина ее l = 4 м.

Объем емкости упаренного раствора

              (53)

 

где  – количество (кг/ч) и плотность (кг/м3) упаренного раствора.

Устанавливаем  емкость объемом 10 м3 диаметром 2,8 м и длиной 4 м.

4.8. Определение диаметра штуцеров

Штуцера изготовляют из стальных труб необходимого размера. По ГОСТ 9941 – 62 применяют трубы следующих диаметров:

14, 16, 18, 20, 22, 25, 32, 38, 45, 48, 57, 70, 76, 90, 95, 108, 133, 159, 194, 219, 245, 273, 325, 377, 426.

Диаметр штуцеров определим из основного уравнения расхода:

,  (54)

где Vc – расход раствора или пара, м3/с; w – средняя скорость потока, м/с.

Диаметр штуцера для разбавленного раствора

Диаметр штуцера для упаренного раствора

      Диаметр штуцера для ввода греющего пара в первом корпусе

           (55)

где  – расход пара, кг/с;  – плотность пара при давлении его

РГ1, кг/м3; (при РГ1 = 0,47 МПа  = 2,48 кг/м3).

4.9 Подбор конденсатоотводчиков

Для отвода конденсата и предотвращения проскока пара в линию отвода конденсата теплообменные аппараты, обогреваемые насыщенным водяным паром, должны снабжаться конденсатоотводчиками. Расчет и подбор стандартного поплавкового конденсатоотводчика по ГОСТ 15112 – 69 заключается в определении диаметра условного прохода по максимальному коэффициенту пропускной способности k и в выборе по найденной величине Dу конструктивных размеров аппарата.

Значение максимального коэффициента пропускной способности определяется в зависимости от расхода конденсата в (т/ч) и перепада давлений  (кгс/см2) между давлением до конденсатоотводчика и после него:

 (56)

Давление до конденсатоотводчика Р1 следует принимать равным 90 – 95 % от давления греющего пара, поступающего в аппарат, за которым установлен конденсатоотводчик; давление после конденсатоотводчика принимается в зависимости от его типа и от величины давления в аппарате, но не более 40 % этого давления.

Pг1=0,47 МПа * 9,8 = 4,6

       P1 = 4,6∙0,9 = 4,14 кгс/см2;

P2 = 4,6∙0,4 = 1,84 кгс/см2;

 = 4,14 – 1,84 = 2,3 кгс/см2.

Количество конденсата D равняется количеству пара, поступающего в греющую камеру аппарата, т.е. D = 0,34 кг/с = 0,64 т/ч.

Тогда

Согласно зависимости при К = 0,55 т/ч конденсатоотводчик должен иметь диаметр условного прохода D =  мм. По этой величине диаметра условного прохода выбираем конструктивные размеры конденсатоотводчика.

Список литературы

  1.  Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов. Л.: Химия, 1976. – 552 с.
  2.  Александров, Григорьев. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара.
  3.  ГОСТ 11987 – 81. Аппараты выпарные трубчатые.
  4.  Справочник химика. М. – Л.: Химия, Т. 3, 1962. 1006 с. Т. 5, 1966.     974 с.
  5.  ОСТ 26716 - 73. Барометрические конденсаторы.
  6.    Дытнерский Ю.И., Брыков В.П., Борисов С.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию. М.: Химия, 1991. – 496с.
  7.  Касаткин А.Г. основные процессы и аппараты химической технологии. Изд. 9-е. М.: Химия, 1973. 750 с.  
  8.  Зайцев И. Д., Асеев Г. Г. Физико-химические свойства бинарных и многокомпонентных растворов неорганических веществ. М.: Химия,

1988. – 416 с.

           

 


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

8479. Нафтогазова механіка. Конспект лекцій 790.76 KB
  У роботі подані загальні положення, що вивчаються даною дисципліною, та її звязок з іншими дисциплінами, стан нафтогазовидобувної галузі та проблеми нафтогазовидобутку..
8480. Правовые основы бухгалтерской деятельности 132.12 KB
  Правовые основы бухгалтерской деятельности Тема. Правовые основы бухгалтерского и налогового учета План Понятие и правовое значение бухгалтерского учета. Реформирование бухгалтерского учета в РФ. Правовое регулирование бухгалтерс...
8481. Проблемное поле и задачи философии техники 27.83 KB
  Проблемное поле и задачи философии техники Научно-технические революции, создавшие в XX в. единое представление о научно-техническом прогрессе, актуализировали исследование в философии такого явления, как техника. Философия техники - одно из значимы...
8482. Социальные последствия научно-технического прогресса 23.4 KB
  Социальные последствия научно-технического прогресса Развитие техники, начиная с эпохи Возрождения, тесно связано со становлением науки. Слившись воедино, две интеллектуальные и творческие силы образовали достаточно устойчивый социальный процесс, ко...
8483. Философия техники 28.75 KB
  Философия техники О становлении философии техники Область философских интересов человека изменяется от одной эпохи к другой, с ростом значения той или иной области деятельности человека она становится все более самостоятельной, начиная привлекать к ...
8484. Философия и техника 185 KB
  Философия и техника Техника как область человеческой деятельности с давних пор привлекает к себе внимание философов. Мыслители Древней Греции и Рима, эпохи Возрождения, нового времени обращались к рассмотрению теоретических и философских проблем тех...
8485. Ответы по философии. Место философии в системе знаний о природе и человеке 198 KB
  Сущность и предмет философии. Место философии в системе знаний о природе и человеке. Философия - это особая форма общественного сознания и познания мира, вырабатывающая систему знаний об основаниях и фундаментальных принципах человеческого быти...
8486. Доктрина Оптимального Строя 83 KB
  Доктрина Оптимального Строя История цивилизаций - это история войн, междоусобиц, революций. Воинская доблесть, умение побеждать, храбрость, патриотизм - безусловно, достоинство Нации, и мы по праву гордимся своими Героями. Но нет, и...
8487. Философия. Определение предмета философии как проблема 57.56 KB
  №1 Определение предмета философии как проблема Ф. возникает в Индии и Китае (12-8 в. до н.э.). Форму самостоятельного знания принимает в греческой ф. С 6 в. до н.э. ф. выделяет себя как знание о первоначалах бытия. Рефлексия - способ объяснения быти...