Курсовая работа: Расчет и проектирование выпарной установки непрерывного действия для выпаривания водного раствора CuSO4
Q1=D∙(2744-104.6)=1,03∙[5∙4.14∙(122.82-122.6)+w1∙(2711-4,19∙122.82)]
Q2=w1∙(2711-516.1)=1,03[(5-w1)∙3,994∙(63.29-122.82)+w2∙(2585-4.19∙63.29)]
W=w1+w2=3.95
Решение этой системы уравнений дает следующие результаты:
D=2.384 кг/с; w1=1.859 кг/с; w2=2.091 кг/с;
Q1=6292 кВт; Q2=4080 кВт
Результаты расчета сведены в табл. 1.
Таблица 1
Параметр |
Корпус |
1 |
2 |
Производительность
по испаряемой воде, ω, кг/с
Концентрация
растворов х, %
Давление
греющих паров Рг., МПа
Температура
греющих паров tг °С
Температурные
потери Σ Δ, град
Температура
кипения раствора tк°С
Полезная
разность температур Δtп град
|
1.859
6.4
0.3924
142.9
2.52
122.82
20.08
|
2.091
19
0.2017
120.3
15.87
63.29
57.01
|
3.1.5 Выбор конструкционного материала
Выбираем конструкционный материал, стойкий в среде кипящего
раствора CuSO4 интервале изменения концентраций от 4 %, до 19 % [6].
Легированные стали с содержанием никеля являются нестойкими в среде растворов CuSO4. В этих условиях химически стойкой является сталь
марки Х17 (5 балл стойкости). Скорость коррозии ее не менее 0,1 мм/год,
коэффициент теплопроводности λст=25,1 Вт/(м∙К).
3.1.6 Расчет
коэффициента теплопередачи
Коэффициент теплопередачи
для первого корпуса определяем по уравнению аддитивности термических
сопротивлений:
К1=(1/α1+Σδ/λ+1/α2)-1.
(3.8)
Примем, что суммарное термическое сопротивление равно
термическому сопротивлению стенки δст/λст и
накипи δн/λн
Термическое сопротивление загрязнений со стороны пара не
учитываем. Получим:
Σδ/λ=δст/λст+δн/λн
(3.9)
где δст, δн - толщина стенки,
толщина слоя накипи, м.
при δст=0,002 м.
при δн=0,0005 м.
где λст, λн - коэффициент
теплопроводности стенки и накипи, Вт/(м∙К).
при λст=25,1 Вт/(м*К).
при λн=2 Вт/(м*К).
Σδ/λ=0,002 /25,1+0,0005/2=2,87 ∙10-4
м2*К/Вт.
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующего пара к стенке
α1 равен:
α1=2,04∙((r1∙ρж12∙λж13)/(μж1∙Н∙Δt1))1/4. (3.10)
где r1 - теплота конденсации греющего пара,
Дж/кг;
рж1, λж1, μж1 -
соответственно плотность (кг/м3), теплопроводность Вт/(м*К),
вязкость (Па*с) конденсата при средней температуре пленки:
tпл=tг1-Δt1/2
где Δt1 - разность температур конденсации
пара и стенки, °С.
Расчет α1 - ведем методом последовательных
приближений.
В первом приближении примем Δt1=2 °С. Тогда
tпл=142.9-2/2=141,9°С.
α1=2,04∙(2144∙103 ∙10322∙0,4083/0,19∙10-3∙4∙2)1/4=6484
Вт/(м2∙К)
Для установившегося процесса передачи тепла справедливо
уравнение:
q=α1∙Δt1=Δtст/(ΣΔδ/λ)=α2∙Δt2, (3.11)
где q -
удельная тепловая нагрузка, Вт/кв.м;Δtcт - перепад температур на стенке, °С;Δt2 - разность между температурой стенки со стороны
раствора и температурой кипения раствора, °С.
Отсюда:
Δtст=α1∙Δt1∙(Σδ/λ)=6484∙2∙2,87∙10-4
=3,72°С.
Тогда
Δt2=Δtп1-Δtст-Δt1=20,08-3,72-2=16,36°С.
Коэффициент теплопередачи от стенки к кипящему раствору для
пузырькового кипения в вертикальных кипятильных трубках при условии
естественной циркуляции раствора равен:
α2=А∙(q0,6)=780∙(q0,6)∙(λ11,3)∙(ρ10,5)∙(ρп10,06)/((с10,3)∙(σ10,5)∙(гв10,6)∙(ρ00,66)∙(μ10,3))(3.12)
По справочной литературе определяем:
λ1=0,4159 Вт/(м∙К); ρ1=1068
кг/м3; ρп1=1,22 кг/м3; σ1=0,067
Н/м; гв1=2200∙103 Дж/кг; ρ0=0,529
кг/м3; с1=4095 Дж/кг∙К; μ1=0,265∙10-3
Па∙с
Подставив эти значения, получим:
α2=780∙(q0,6)∙0,41591,3∙10680,5∙1,220,06/0,0670,5∙(2200∙103)0,6∙0,5290,66∙
40950,3∙(0,265∙10-3)0,3=7,408∙(6484)0,6=1435
Вт/(м2∙К)
Проверим правильность первого приближения по равенству
удельных тепловых нагрузок:
q1=α1∙Δt1=6484∙2=12968
Вт/кв.м
q2=α2∙Δt2=1435∙16,36=2348
Вт/кв.м
q1≠q2
Для второго приближения примем Δt1=5,0 град
Пренебрегая изменением физических свойств конденсата при
изменении температуры на 3,0 град, рассчитаем α1 по соотношению:
α1=6484∙(2/5)1/4=5156
Вт/(м2∙К)
Получим:
Δtст=5156∙5∙2,87∙10-4=7,4
град;
Δt2=20,08-5-7,4=7,68 град;
α2=7,408*(5156∙5)0,6=3285
Вт/(м2∙К)
q1=5156∙5=25780
Вт/м2
q2=3285∙7,68=25229
Вт/м2
q1≈q2
Расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%,
следовательно, расчет коэффициентов α1 и α2 на
этом можно закончить.
Находим К1:
К1=(1/5156+2,87∙10-4+1/3285)-1=1271
Вт/(м2∙К).
Далее рассчитываем
коэффициент передачи для второго корпуса К2.
В первом приближении
примем Δt1=4 °С. Тогда:
Δtпл=120. 3-2/2=118.3°С
α1=2,04∙(2210∙103
∙1133∙0.4265/4∙4∙0.335∙10-3)1/4=5164
Вт/м2К
Δtст=5164∙4∙2,87∙10-4=5,93°С
Δt2=57,01-4-5,93=47,08°С
α2=780∙(q0,6)∙0,43661/3∙11870,5∙0,150,06/0,0960,5∙(2350*103)0,6
0,5290,66 ∙35090,3∙(0,851∙10-3)0,3
= 4,34(388∙4)0,6=1683 Вт/м2∙К
Проверим правильность первого приближения по равенству
удельных тепловых нагрузок:
q1=α1∙Δt1=5164∙4=20656
Вт/м2
q2=α2∙Δt2=1683∙47,08=79236 Вт/м2
q1≠q2
Используя вышеописанный
метод приближения, найдем:
Δt1=18.65°С
α1=5164∙(4/18,65)1/4=3514
Вт/м2К
Δtст=3514∙18,65∙2,87∙10-4=18,81°С
Δt2=57,01-18,81-18,65=19,55°С
α2=4,34∙(3514∙18,65)0,6=3368
Вт/м2∙К
q1=65536 Вт/м2
q2=65845 Вт/м2
q1≈q2
Определим К2:
К2=(1/3514+2,87*10-4+1/3368)-1=1151
Вт/м2∙К
3.1.7 Распределение
полезной разности температур
Полезные разности
температур в корпусах установки находим из условия равенства их поверхностей
теплопередачи:
, (3.13)
где Δtп j,
Qj, Kj - соответственно полезная разность температур,
тепловая нагрузка, коэффициент теплопередачи для j-го корпуса.
Подставив численные
значения, получим:
Δtп 1=77,09∙(6292/1271)/(6292/1271+4080/1151)=44,92
град;
Δtп 2=77,09∙(4080/1151)/(6292/1271+4080/1151)
=32.17 град.
Проверим общую полезную
разность температур установки:
Σ Δtп=Δtп1
+Δtп2 =44,92+32,17=77,09 °С
Рассчитаем поверхность
теплопередачи выпарного аппарата по формуле (3.1):
F1=6292∙103/1271∙44,92=110,2
м2;
F2=4080∙103
/1151∙32.17=110,2 м2.
В последующих приближениях нет необходимости вносить
коррективы на изменение конструктивных размеров аппаратов. Сравнение
распределенных из условий равенства поверхностей теплопередачи и предварительно
рассчитанных значений полезных разностей температур Δtп
представлено в табл. 2:
Таблица 2
Параметры |
Корпус |
1 |
2 |
|
Распределенные
в 1-ом приближении Δtп, град.
|
44,92 |
32.17 |
Предварительно
рассчитанные Δtп,град
|
20,08 |
57,01 |
Второе приближение
Как видно, полезные разности температур, рассчитанные из
условия равного перепада давления в корпусах и найденные в 1-ом приближении из
условия равенства поверхностей теплопередачи в корпусах, существенно
различаются. Поэтому необходимо заново перераспределить температуры(давления)
между корпусами установки. В основе этого перераспределения
температур(давлений) должны быть положены полезные разности температур,
найденные из условия равенства поверхностей теплопередачи аппаратов.
3.1.8 Уточненный расчет поверхности теплопередачи
В связи с тем, что существенное изменение давлений по
сравнению с рассчитанным в первом приближении происходит только в 1-ом корпусе,
во втором приближении принимаем такие же значения Δ', Δ",
Δ'" для каждого корпуса, как в первом приближении. Полученные после
перераспределения температур(давлений) параметры растворов и паров по корпусам
представлены в табл. 3:
Таблица 3
Параметры |
Корпус |
1 |
2 |
Производительность
по испаряемой воде, ω, кг/с
Концентрация
растворов х, %
Температура
греющего пара в первом корпусе tг1 °С
Полезная
разность температур Δtп град
Температура
кипения раствора tк=tг-Δtп °С
Температура
вторичного пара tвп= tк-(Δ'+
Δ") °С
Давление
вторичного пара Рвп, МПа
Температура
греющего пара tг= tвп-
Δ'", °С
|
1,859
6,4
142,9
44,92
97,98
96,46
0,0893
95,46
|
2,091
19
32,17
88,13
73,26
0,0363
87,13
|
Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):
Q1=1,03∙[5∙4,14∙(97,98-96,46)+1,859∙(2711-4,19∙97,98)]=4438
Q2=1,03[(5-1,859)∙3,994∙(88,13-96,46)+2,091∙(2585-4,19∙88,13)]=4665
Расчет коэффициентов теплопередачи, выполненный описанным
выше методом, приводит к следующим результатам [в Вт/(м2∙К)]:
К1=1223; К2=1089
Распределение полезной разности температур
Δtп 1= 77,09∙(4438/1223)/((4438/1223)+(4665/1089))=45,35
град;
Δtп 2= 77,09∙(4665/1089)/((4438/1223)+(4665/1089))
=31,73 град.
Проверим общую полезную
разность температур установки:
Σ Δtп=Δtп1
+Δtп2 =45,36+31,73=77,09 °С
Сравнение полезных разностей температур Δtп,
полученных во 2-ом и 1-ом приближении, представлено в табл. 4:
Таблица 4
Параметры |
Корпус |
1 |
2 |
Δtп,во 2-ом приближении, град.
|
45,35 |
31,73 |
Δtп в 1-м приближении, град.
|
44,92 |
32,17 |
Различие между полезными разностями температур по корпусам в
1-ом и 2-ом приближениях не превышает 5%.
Поверхность теплопередачи выпарных аппаратов:
F1=4438000/(1223∙45,35)=102,653
м2
F2=4665000/(1089∙31,73)=102,655
м2
По ГОСТ 11987 - 81 выбираем выпарной аппарат со следующими
характеристиками:
Таблица 5
Номинальная поверхность теплообмена Р(н),м2.
|
125 |
Диаметр труб d (наружный),
мм |
382
|
Высота труб Н, мм |
4000 |
Диаметр греющей камеры dK,
мм
|
1000 |
Диаметр сепаратора dc,
мм
|
2200 |
Диаметр циркуляционной трубы dц,
мм
|
700 |
Общая высота аппарата На, мм
|
13500 |
Масса аппарата Ма, кг
|
11500 |
3.2 Расчет толщины тепловой изоляции
Толщину тепловой изоляции δи находят из
равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции от поверхности изоляции
в окружающую среду:
αв=(tст2-tв)=(λи/δи)∙(tcт1-tcт2), (3.14)
где αв=9,3+0,058∙tст2 - коэффициент теплоотдачи от внешней
поверхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(м2∙К);
tст2 - температура изоляции со стороны
окружающей среды (воздуха),°С;tст1 - температура изоляции со стороны
аппарата; ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата по
сравнению с термическим сопротивлением слоя изоляции tст1 принимаем равной температуре греющего пара tг1 tв - температура изоляции окружающей среды (воздуха),°С; λи
- коэффициент теплопроводности изоляционного материала, Вт/(м∙К). Рассчитаем
толщину тепловой изоляции: при tcт2=35
αв=9,3+0,058∙35=11,33 Вт/(м2*К).
В качестве материала для тепловой изоляции выберем совелит
(85% магнезии+15% асбест), имеющий коэффициент теплопроводности λи=0,09
Вт/(м*К). Тогда при tcт1=142,9 °С, t(возд)=20 °С:
δи=λи∙(tст1-tст2)/(αв∙(tcт2-tвозд)).
δи=0,09∙(142,9-35)/(11,33∙(35-20))=0,057
м.
Примем толщину тепловой
изоляции 0,055 м и для второго корпуса тоже.
4.
РАСЧЕТ
ТЕПЛООБМЕННИКА
4.1 Тепловой баланс
Кожухотрубчатые подогреватели предназначены для конденсации
паров в межтрубном пространстве.Рассчитаем необходимую поверхность
теплообменника, в трубном пространстве которого нагревается от 25 °С до 98 °С
раствор CuSO4. Тепловой поток, принимаемый исходной смесью
и, соответственно, отдаваемый насыщенным водяным паром:
Q=Gн∙c1∙(tк-tн), (4.1)
G - массовый расход жидкостной смеси, кг/с, с – средняя теплоемкость,
Дж/кг∙с; t – начальная
температура раствора, °С; t –
конечная температура раствора, °С.
Q=5∙4029∙(98-25)=1531020 Вт
В качестве теплоносителя использовать насыщенный водяной пар
с параметрами: t=142,9 °С.
По определенной по уравнению (4.1) тепловой нагрузке определяется
расход второго теплоносителя c
учётом потерь:
G=1,03∙Q/r (4.2)
где r –
теплота конденсации пара.
G=1,03∙1531020/2141∙103=0,7365 кг/с
4.2 Определение ориентировочной поверхности теплообмена
Для определения ориентировочной поверхности теплообмена
служит формула:
Fop=Q/Kop∙∆tср.лог. (4.3)
Где Кор – ориентировочное значение коэффициента
теплопередачи, соответствующее турбулентному течению; ∆tср. лог – среднелогарифмическая разность
температур.
∆tср
лог=[(tг1-tн1)-(tг1-tк1)]/ln[(tг1-tн1)/(tг1-tк1)] (4.4)
∆tср
лог=[(142.9-25) –
(142.9-98)]/2.69=76.8 ºC
Fop=1531020/800∙76.8=24.9 м2
4.3 Выбор теплообменника
Примем ориентировочное значение Re=15000 Что соответствует
развитому турбулентному режиму течения жидкости в трубах. Такой режим течения
возможен в теплообменнике с числом труб, приходящихся на один ход: для труб
диаметром dн=20´2 мм.
N/z=4∙G1/p∙d∙Reop∙m1 (4.5)
N/z=4∙5/3,14∙0,016∙15000∙0,000552=48
Из табл.2.3 [2] выбираем теплообменник с близкой
поверхностью теплообмена F=31 м2 и длиной труб l= 4 м, число ходов
z=2; число труб n= 100, диаметром кожуха Dк=0,4м
В трубное пространство направим подогреваемый раствор, в
межтрубное - греющий пар.
4.4 Уточненный расчет
поверхности теплопередачи
Для выбора формулы для расчета коэффициента теплоотдачи
α1 определим значение критерия Рейнольдса для подогреваемого
раствора Re1 по формуле:
Re1=4∙G1/π∙d∙(n/z)*μ1, (4.6)
где d – внутренний диаметр труб теплообменника,
м; n- число труб, z- число ходов (см.табл.2.3.[2]).
Re1 =4∙5/(3,14∙0,02∙(100/2)∙0,000552)
= 10989.
Значение критерия
Прандтля найдем по формуле:
Pr1 = с1∙μ1/λ1 (4.7)
Pr1 = 4029∙0,000552/0,576=5,5.
Так как значение Re1 равно 10989, то
значение критерия Нусельта найдем по формуле:
Nu1=0,021∙Re10,8∙Pr10,43∙(Pr1/Prcт1)0,25 (4.8)
Поправкой (Pr1/Prcт1)0,25
принебрегаем т.к. разница температур между жидкостью и стенкой невелика, меньше
Δtср.
Nu1=0,021∙10989 0,8∙5,5 0,4=
74,7 Вт/м∙К
Значение коэффициента
теплоотдачи α1 определим по формуле:
α1= Nu1∙λ1/d (4.9)
α1= 74,7∙0,4046/0,021
= 1439 Вт/м2∙К
Примем, что значение тепловых проводимостей стенки трубы со
стороны пара 11600 Вт/м2∙К со стороны кипящего раствора 2900
Вт/м2∙К.
1/S=1/(1/11600+0,002/25,1+1/2900)=0,00051
Вт/м2∙К.
Найдём число Рейнолдса
для газовой фазы:
Reг=Gп∙dвн/Sмтр∙∑δ/λ=0,7365∙0,025/0,017∙0,00051=2124
(4.10)
α2=2,04∙ε∙λст∙(ρ∙L n/Gпμ)1/3 = 2,04∙0,7∙25,1∙(0,592∙4∙100/0,7365∙0,001)1/3
=4336
К=1/(1/2124+0,00051+1/4336)= 696,6 Вт/м2∙К.
Тогда требуемая
поверхность теплопередачи:
Fтр=Q/(K∙Δtср)= 1531020/76,8∙696,6=28,6 м2.
Из табл. 2.3 [2] выбираем теплообменник с близкой
поверхностью теплообмена. Расчёты подтверждают, что выбранный ранее
теплообменник является оптимальним.
Запас поверхности:
∆=(31-28,6)∙100/28,6=8,39 % (4.12)
4.5 Определение гидравлического
сопротивления теплообменника
А) в трубном
пространстве:
Скорость среды в трубах
теплообменника:
ωтр = 4∙G1∙z/(3,14∙d2∙n∙ρ
1) (4.13)
ωтр = 4∙
5∙2/(3,14∙(0,021)2∙100∙1023) =0,28 м/с.
Для определения
коэффициента трения λ нужен Re
среды. Re= 12800.
Коэффициент трения λ
рассчитываем по формуле:
Т.к. диаметр кожуха
выбранного теплообменника равен Dk= 600 мм, а число ходов z= 2,
то диаметр условного прохода его штуцеров равен dш= 150 мм (см.табл.2.6.[2]).
Скорость потока в
штуцерах:
ω ш=4∙Gтр/(3,14∙ ρтр∙d трш2)=
4∙ 5/(3,14∙ 1023∙(0,15)2)= 0,0,277 м/с. (4.14)
Расчетная формула для
определения гидравлического сопротивления в трубном пространстве имеет вид
(формула(2.35) [2]):
ΔРтр=, (4.15)
где L-длина труб теплообменника, м.
ΔРтр= 1392
Па.
Б) В межтрубном
пространстве:
Число рядов труб,
омываемых потоком в межтрубном пространстве:
m≈(n/3)0.5=(100/3)0.5≈6 (4.16)
Число сегментных
перегородок х=14 (см. табл. 2.7[2]).
Диаметр штуцеров к кожуху
dмтр.ш=0,2 м, скорость потока в штуцерах:
(4.17)
Скорость теплоносителя в
межтрубном пространстве ωмтр определяется по формуле:
(4.18)
ΔРмтр=, (4.19)
ΔРмтр=21234
Па.
5. РАСЧЕТ
ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
5.1 Расчет барометрического конденсатора
Для создания вакуума в выпарных установках обычно применяют
конденсаторы смешения с барометрической трубой. В качестве охлаждающего агента
используют воду, которая подаётся в конденсатор чаще всего при температуре
окружающей среды (около 20°С). Смесь охлаждающей воды и конденсата выливается
из конденсатора по барометрической трубе. Для поддержания постоянства вакуума в
системе из конденсатора с помощью вакуум-насоса откачивают неконденсирующиеся
газы.
Необходимо рассчитать расход охлаждающейся воды, основные
размеры (диаметр и высоту) барометрического конденсатора и барометрической
трубы, производительность вакуум-насоса.
5.1.1 Расход охлаждающей воды
Расход охлаждающей воды gb определяют из теплового баланса
конденсатора:
Gв=w2*(Iбк-cв*tк)/(cв*(tк-tн)), (5.1)
где Iбк - энтальпия паров в барометрическом
конденсаторе, Дж/кг; tн - начальная температура охлаждающей
воды, °С;tк - 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;
При tбк=47,42°С
tк=tбк-3,0=47,42-3=44,42 °С
Тогда при tн=20 °С
Gв=2,091 (2585∙10З-4,19∙10З∙44,42)/(4,19∙10З∙(44,42-20))=49,09
кг/с
5.1.2 Диаметр
конденсатора
Диаметр барометрического
конденсатора dбк:
dбк=(4∙w2 /(ρ∙π∙v))0,5, (5.2)
где ρ - плотность паров, кг/куб.м; v - скорость паров, м/с.
При остаточном давлении в конденсаторе порядка 104
Па скорость паров v=15-25 м/с. Тогда
при v=20 м/с:
dбк=(4∙2,091/(3,14∙20∙0,067))0,5=1,41м.
По нормалям НИИХИММАШа [12] подбираем конденсатор диаметром,
равным расчётному или ближайшему большему. Определяем его основные размеры.
Выбираем барометрический конденсатор диаметром dбк=1600 мм.
5.1.3 Высота барометрической трубы
В соответствии с нормалями [12], внутренний диаметр
барометрической трубы dбт равен 300 мм. Скорость воды в
барометрической трубе
VВ=4*(Gв+w2)/(ρв*π*(dбт2)) (5.3)
VВ=4*(49,09 +2,091)/(1000*3,14*(0,32))=0,724
м/с.
Высота барометрической трубы
Hбт=B/(ρв*g)+(1+Σξ+λ∙(Hбт/dбт)∙(vв2)/(2∙g)+0,5 (5.4)
где В - вакуум в барометрическом конденсаторе, Па; Σξ - сумма коэффициентов местных
сопротивлений; λ -
коэффициент трения в барометрической трубе; 0,5 - запас высоты на возможное
изменение барометрического давления, м.
При Рбк=11000 Па.
В=Ратм-Рбк=98000-11000= 87000 Па
Σξ=ξвх+ξвых=0,5+1,0=1,5
где ξвх, ξвых - коэффициенты
местных сопротивлений на входе в трубу и на выходе из нее.
Коэффициент трения λ зависит от режима течения жидкости.
Определим режим течения воды в барометрической трубе:
Re=vв*dбт*ρв/μв=0,724 *0,3
*1000/0,574*10-3=402222
Для гладких труб при Re =4022222 λ =0,019
Подставим в (5.4) указанные значения, получим:
Нбт=87000/(1000∙9,81)+(1+1,5+0,019*(Нбт/0,3)∙(0,724
2)/(2∙9,81))+0,5
Отсюда находим Нбт=9,55 м.
5.2 Расчет производительности вакуум-насоса
Производительность вакуум-насоса Gвозд определяется количеством газа (воздуха), который необходимо
удалять из барометрического конденсатора:
Gвозд=2,5∙10-5∙(w2 +Gв)+0,01*w2. (5.5)
где 2,5*10-5 - количество газа, выделяющегося из
1кг воды; 0,01 - количество газа, подсасываемого в конденсатор через
неплотности, на 1кг паров. Тогда
Gвозд=2,5∙10-5
∙(2,091+49,09)+0,01∙2,091=0,02219 кг/с
Объемная производительность вакуум-насоса равна:
Vвозд=R∙(273+tвозд)∙Gвозд/(Мвозд∙Рвозд)
(5.6)
где R -
универсальная газовая постоянная, Дж/ (кмоль*К); Мвозд -
молекулярная масса воздуха, кг/моль; tвозд -
температура воздуха, °С; Рвозд - парциальное давление сухого воздуха
в барометрическом конденсаторе, Па.
Температуру воздуха рассчитывают по уравнению
tвозд=tн+4+0,1∙(tк-tн)=20+4+0,1∙(44,42-20)=26,44 °С
Давление воздуха равно:
Рвозд=Рбк - Рп,
где Рп -
даление сухого насыщенного пара (Па) при tвозд=26,44 °С.
Подставив, получим:
Рвозд=0,11∙9,81∙104 -0,035∙9,81∙104=6958
Па
Тогда:
Vвозд=8310∙(273+26,44)∙22,19∙10-3/(29∙6958)=0,274
м3/с= 16,4 м3/мин.
Зная объёмную производительность Vвозд=16,4 и остаточное давление Рбк, по каталогу [13]
подбираем вакуум-насос типа ВВН-25 мощностью на валу N=48 кВт.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В данном курсовом проекте был рассмотрен процесс выпаривания
и произведены расчеты основного оборудования, а также было подобрано
вспомогательное из стандартного. В результате расчетов были получены следующие
результаты:
Выпарной аппарат (по ГОСТ 11987-81): номинальная поверхность
теплообмена -125 м2; диаметр труб -38мм; высота труб-4м;
теплообменник для нагрева исходной смеси (ГОСТ 15118 - 79):
поверхность теплопередачи 31 м2, диаметр кожуха 400мм; число ходов
2; число труб 100, длиной 4м;
барометрический конденсатор: диаметр -1600 мм, высота – 9,55
м;
вакуум-насос: марки ВВН-25: при оптимальных условиях работы:
производительность 3,67 м3/мин, остаточное давление - 75 мм. рт. ст,
мощность N=48 кВт.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ
ИСТОЧНИКОВ
1. Павлов
К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и
аппаратов. Л.: Химия, 1976. - 552 с.
2. ГОСТ
11987-81. Аппараты выпарные трубчатые.
3.
Справочник химика. М-Л.: Химия, Т. III, 1962. 1006 с. Т. V,
1966. - 974 с.
4. Каталог
УКРНИИХИММАШа, Выпарные аппараты вертикальные трубчатые общего назначения. М.:
ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1979. - 38 с.
5. Мищенко
К.П., Полторацкий Г.М. Термодинамика и строение водных и неводных растворов
электролитов. Изд. 2-е. Л.: Химия, 1976. - 328 с.
6. Воробьева
Г.Я. Коррозионная стойкость материалов в агрессивных средах химических
производств. Изд. 2-е. М.: Химия, 1975. - 816 с.
7. Касаткин
А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии. Изд. 9-е. М.: Химия,
1973. - 750 с.
8. Викторов
М.М. Методы вычисления физико-химических величин и прикладные расчеты. Л.:
Химия, 1977. - 360 с.
9. Чернышев
А.К., Поплавский К.Л., Заичко Н.Д. Сборник номограмм для химико-технологических
расчетов. Л.: Химия, 1974, - 200 с.
10. ОСТ
26716-73. Барометрические конденсаторы.
11. Вакуумные
насосы. Каталог-справочник. М.: ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1970. - 63 с.
12. Чернобыльский
И.И. Выпарные установки. Киев: Изд. Киевского ун-та, 1960. - 262 с.
13. Кичигин
М.А., Костенко Г.Н. Теплообменные аппараты и выпарные установки. М.:
Госэнерго-издат, 1955. - 392 с.
14. Основные процессы и аппараты
химической технологии: Пособие по проектированию. Под ред. Ю.И. Дытнерского.
М.: Химия, 1991. - 496 с.
|