К числу распространённых промежуточных теплоносителей относятся дымовые газы, водяной пар, горячая вода, а также так называемые высокотемпературные теплоносители- перегретая вода, минеральные масла, органические жидкости ( и их пары), расплавленные соли, жидкие металлы и их сплавы.

Таблица 1.1 - Начальные и конечные температуры теплоносителей

где t_н - начальная температура

t_к - конечная температура

На основе данных таблицы 1 составим схему:

Рисунок 1.3 - Изменение температуры теплоносителей

Агрегатное состояние не меняется, следовательно, можно определить среднюю температуру:

t= єC

Определим температуру на концах теплообменника:

= 167- 20 = 147 єC

= 167- 56= 111єC

Средняя разность температур определяется по формуле:

=

из которой есть исключение: при Дt_б /Дt_м < 2 среднюю разность температур можно находить по формуле:

Дt_ср = (Дt_б + Дt_м)/2.

Воспользуемся этим исключением, т.к. Дt_б /Дt_м = 147/111= 1,32.

Средняя разность температур Дt_ср = (Дt_б + Дt_м)/2 = (147 + 111)/2 = 129 ⁰С.

1.2.2 Определение количества теплоты и тепловой нагрузки для нагрева бинарной смеси

Определим количество теплоты, необходимой для нагрева бинарной смеси.

Переведем расход из т/ч в кг/с:

G=18000кг/ч = 18000/3600 = 5 кг/с

Как уже было оговорено, агрегатное состояние не меняется, следовательно, рассчитаем тепловую нагрузку Q по следующей формуле:

Q = G₂*C₂ *()*1,05,

где С - теплоёмкость бинарной смеси, кДж/кг*К. [3], рис. XI, c.562;

1,05 - коэффициент, учитывающий 5% потери тепла в процессе.

С = 0,45*2240+0,55*2554,1 = 2415,755 Дж/(кг*K).

Тепловая нагрузка составит:

= 5*2412,755*(56-20)*1,05 = 456010,7 Вт

1.2.3 Определение расхода водяного пара и объёмного расхода бинарной смеси

Определим расход водяного пара:

где - энтальпия водяного пара, кДж/кг;

- энтальпия конденсата, кДж/кг.

= 2765800 Дж/кг

=709300 Дж/кг

Тогда расход водяного пара:

G₁ =456010,7/(2765800-709300) = 0,22174 кг/с

Найдем объемный расход смеси:

где с₂ - плотность бинарной смеси при t₂ = 38 ⁰С, кг/м³. [1], таблица IV, с.512.

с_{2(смесь)}= 0,45*770,3+0,55*775,8= 773,325 кг/м³

Объёмный расход составит:

V₂ = G₂/с₂ = 5/773,325 = 0,0064656 м³/с.

1.2.4 Определение ориентировочной площади

Примем, что водяной пар движутся в межтрубном пространстве, а бинарная смесь по трубам. Такое движение теплоносителей предпочтительно по двум причинам:

1. Водяной пар, конденсируясь в межтрубном пространстве, создает меньшее сопротивление нежели в трубном.

2. При омывании горячим теплоносителем трубного пучка, по которому движется холодный теплоноситель, коэффициент теплопередачи выше.

Наметим возможные варианты теплообменных аппаратов. Для этого необходимо определить ориентировочную площадь F_ор теплообменника, которую определяют из основного уравнения теплопередачи, а также рассчитаем площадь сечения трубного пространства S₂.

Основное уравнение теплопередачи:

где К_ор - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, Вт/м²*К. [3], таблица 4.8, с.172.

Для вынужденного движения при передаче тепла от пара к жидкости примем, что:

К_ор=230 Вт/(К*м²)

Тогда:

F= =456010,7 /(230*129) = 15,74 м².

1.2.5 Расчёт скорости и сечения в трубном пространстве

Попробуем подобрать теплообменник, чтобы в трубном пространстве было турбулентное течение. Re.

В таком случае скорость в трубном пространстве должна быть:

где м₂ - динамический коэффициент вязкости бинарной смеси , Па*с [1], таблица IX, с.516

м₂(ацетон)= 2,68 *10^-4 Па*с

м2(метанол)= 4,5*10^-4 Па*с

м₂(смеси)= 0,45*2,68*10^-4+ 0,55*4,5*10^-4 = 3,68*10^-4 Па*с

Для бинарной смеси динамический коэффициент вязкости составит:

м₂=0,000368 Па*с;

- внутренний диаметр труб теплообменника, м.

Трубы в теплообменнике стандартные:

.

Рассчитаем скорость в трубном пространстве:

W₂ = Re₂*м₂/(d₂ *с₂ ) = 10⁴*0,000368 /(2,1*10^-2*773,325) = 0,2266 м/с.

Тогда поперечное сечение трубного пространства составляет:

S₂ = V₂/W₂ = 0,0065 /0,23 = 0.028 м².

1.2.6 Выбор теплообменного аппарата

На основании выше полученных данных и таблицы 4.12 [3], с.215 примем к расчету теплообменник с параметрами:

- диаметр кожуха: D=325 мм;

- диаметр трубы:

- число труб: n = 62;

- ориентировочная площадь теплообменника: ;

- длина трубы: ;

- поперечное сечение трубного пространства:

S₁=2,1*10^-2 м²;

S₂=2,9*10^-2 м².

Теплообменник может применяться в промышленности, так как оптимальные значения длины, площади труб, коэффициента теплопередачи и запас поверхности, низкая загрязняемость поверхности теплообмена вследствие высокой турбулентности потока жидкости.

1.2.7 Определение скорости и критерия Рейнольдса трубного пространства

Определим скорость в трубах:

W₂ = V₂/(0.785*d²₂*n) = 0,0064656/(0,785*(2,1*10^-2)²*62) = 0,3 м/c.

Определим критерий Рейнольдса для трубного пространства, который характеризует соотношение между силами инерции и силами трения:

Re₂ = W₂ *d₂ * с₂/ м₂ = 0,3*2,1*10^-2*773,325/3,68*10^-4 = 13239

1.2.8 Определение объёмного расхода водяного пара

Найдем объемный расход водяного пара:

- плотность водяного пара при t₁=167⁰C и Р=0,75 МПа, кг/м³. [3], таблица IV, с.512.

где - удельный объём водяного пара, м³/кг [4], таблица II-1, с.26

х₁= 0,25548 м³/кг

с₁= 1/0,25548=3,9 кг/м³

G₁= 0,22 кг/с

Исходя из полученных данных, объёмный расход водяного пара составит:

V₁=0.22/3.9 = 0.0564 м³/с

1.2.9 Определение скорости и критерия Рейнольдса в межтрубном пространстве

Определим скорость в межтрубном пространстве:

W₁ = V₁/ S₁ = 0,0564/2,9*10^-2 = 1,945 м/с

Определим критерий Рейнольдса для межтрубного пространства:

Re₁ = W₁*d₁*с₁/м₁

где - динамическая вязкость для водяного пара при t₁= 167 ^_C и P =0,75МПа, Па*с [4], таблица II-V, с.179

Точное табличное значения отсутствует для данного давления, поэтому произведём расчёт, исходя из ближайших табличных значений:

м₁=14,65*10^-6

Re₁=1,945*0,025*3,9/14,56*10^-6=12943,4

1.2.10 Расчёт критериев Грасгофа и Прандтля для бинарной смеси

Составим тепловую схему процесса:

Рисунок 1.1.5 - Тепловая схема процесса

В трубном пространстве турбулентное движение Re₂ =13239. Для вычисления критерия Нуссельта, согласно данным [3] таблицы 4.1 , с.151 нужно воспользоваться одной из формул 4.23 - 4.28 из [3] таблица 4.4 , с.155. Для вычисления по этим формулам необходимо знать произведение критериев Грасгофа и Прандтля.

Вычислим критерий Грасгофа:

Gr₂ = g*d₂³*в₂*Дt₂*с²₂/м²₂ ,

где - ускорение свободного падения, м/с²;

- коэффициент объёмного расширения бинарной смеси при t=50?С, таблицы XXXIII [3], с.531-532;

в₂ = 1,403*10^-3

- разница температур между стенкой и фазой, ⁰С.

Разница температур между стенкой и фазой высчитывается как:

Дt₂= t_cт-t ₂= 50-38 = 12^_C

Рассчитаем критерий Грасгофа:

Gr₂ = g*d₂³*в₂*Дt₂*с²₂/м²₂ = 9,81*(2,1*10^-2)³*1,403*10^-3*12*773.325²/(3.68*10^-4)² = 7757754,8.

Вычислим критерий Прандтля:

Pr₂ = С₂* м₂/л₂,

где - коэффициент теплопроводности бинарной смеси, , рисунок Х, [3], с.561.

= 0.45*0.1666+0.55*0.211=0.191 Вт/(м*К)

Pr₂ = С₂* м₂/л₂ = 2415,755*3,68*10^-4/0,191= 4,65.

Тогда произведение критериев Грасгофа и Прандтля будет равняться:

Gr*Pr = 36073559,8.

1.2.11 Определение критерия Нуссельта и коэффициента теплоотдачи бинарной смеси

Так как полученное значение больше 8*10 таблица 4.4 [1], с.155, принимаем для расчета критерия Нуссельта следующую формулу 4.27 для горизонтально расположенного теплообменника:

Nu₂ = 0,022*Re^0,8*Pr^0,4*( м₂/ м_cт2)ⁿ,

где м_cт2 - вязкость смеси при t_ст2 = 75 ⁰С, Па*с, [1], таблица IX, с.516)

м_ст2 = 0,3345*10^-3 Па*с.

n - показатель степени: для нагревания n = 0,14;для охлаждения n = 0,25.

Nu₂ = 0,022*Re₂ ^0,8*Pr₂ ^0,4*( м₂/ м_cт2)^0.14 =

=0,022*13239^0,8*4,65^0,4*(3,68*10^-4/3,285*10^-4)^0,14 =22,6.

Тогда коэффициент теплоотдачи от стенки к метанолу:

б₂ = Nu₂* л₂/d₂ =22,6*0,191/2,1*10^-2 = 205,55 Вт/м²*К.

1.2.12 Определение критерия Нуссельта, Прандтля и коэффициента теплоотдачи водяного пара

В межтрубном пространстве водяной пар движется турбулентно . Для вычисления критерия Нуссельта, согласно данным таблицы 4.1 [3], с.151 нужно воспользоваться для обтекания гладких труб одной из формул 4.29 - 4.35 [3], с.156.

Примем, что пучки труб расположены в коридорном порядке, тогда расчёт можно вести по формуле 4.31[3]:

Nu₁ = 0,4*е_ц*Re₁ ^0,6*Pr₁ ^0,36*( Pr₁/ Pr_cт1)^0,25,

где е_ц - коэффициент, учитывающий влияние угла атаки пучка труб водяными парами.

е_ц определяется по таблице 4.5 [1], с.157. Примем угол атаки ц = 70^_, тогда е_ц = 0,98.

Как известно, при движении газов пристенный слой практически не влияет на теплообмен, и Прандтль зависит только от атомности газа, поэтому Pr₁/ Pr_cт1 = 1,

Коэффициент Прандтля для водяного пара рассчитывается по формуле:

Pr₁ = С₁* м₁/ л₁ ,

где - коэффициент теплопроводности водяного пара газов при t₁=167^_C и Р = 0,755 МПа, Вт/м*К [4], таблица II-VI, с.193; - динамическая вязкость водяного пара при t₁=167^_C и Р = 0,755 МПа, Вт/м*К [4], таблица II-V, с.179; - истинная изобарная теплоёмкость водяного пара при t₁=167^_C и Р = 0,755 МПа, Вт/м*К [4], таблица II-IV, с.171.

Точное табличное значения отсутствует для данного давления, поэтому произведём расчёт, исходя из ближайших табличных значений:

Справочные данные запишем в виде таблицы:

Таблица 1.2 - Справочные данные для нахождения коэффициента Прандтля для водяного пара

В таком случае критерий Прандтля составит:

Pr₁ = С₁* м₁/ л₁ = 2450*1,474*10^-5/0,0343= 1,05

Тогда критерий Нуссельта для дымовых газов:

Nu₁ = 0,4* е_ц *Re₁ ^0,6*Pr₁ ^0,36 = 0,4*0,98*12943,4^0,6*1,05^0,36 = 117 .

Тогда коэффициент теплоотдачи от водяного пара к стенке:

б₁ = Nu₁* л₁/d₁ = 117*0,0343/2,5*10^-2 = 160,5 Вт/м²*К.

1.2.13 Определение коэффициента теплопередачи

Коэффициент теплопередачи можно рассчитать с помощью уравнения аддитивности термических сопротивлений на пути теплового потока:

где ? r_ст - суммарное сопротивление стенки вместе с отложениями, м²*К/Вт.

Суммарное сопротивение находится по формуле:

где r_з1 - сопротивление загрязнений со стороны водяного пара, Вт/м²*К, таблица XXXI [4], с.531;

r_з2 - сопротивление загрязнений со стороны бинарной смеси, Вт/м²*К, таблица XXXI [3], с.531;

д - толщина стенки трубы, м;

л_ст - коэффициент теплопроводности материала стенки, Вт/м*К, таблица XXVIII [3], с.529.

Запишем вышеуказанные данные в виде таблицы:

Таблица 1.2 - Справочные данные для вычисления коэффициента теплопередачи.

Тогда:

Подставив вышеполученные данные , коэффициент теплопередачи равен:

1.2.14 Определение плотности теплового потока и температуры стенки

Плотность теплового потока через стенку составит:

q = К* Дt_ср = 87,1*129 = 11235 Вт/м².

Определим температуру стенки 2:

Дt₁ = q/ б₁ = 11235/160,5=70 ⁰С.

Дt_ст = q*? r_ст = 11235*3,87*10^-4 =4,34⁰С.

Дt₂ = q/ б₂ = 11235/205,55 = 54,66⁰С.

Проверим

Дt_ср = Дt₁ + Дt_ст + Дt₂ = 70+4,34+54,66=129 ⁰С.

Тогда температура стенки 2:

t_cт2 = Дt₂ + t₂ = 38+54,66=92,66 ⁰С.

То есть температура стенки выше температуры кипения смеси, значит возле стенки пар. Поэтому можно не учитывать сопротивление пристенного слоя жидкости (( м₂/ м_cт2) = 1).

1.2.15 Перерасчёт ранее полученных данных: температуры стенки, критерия Нуссельта и коэффициента теплоотдачи

Внесём поправку, примем новую температуру стенки Пересчитаем Nu₂ и б₂.

Nu₂ = 0,022*Re₂ ^0,8*Pr₂ ^0,4 = 0,022*13239^0,8*4,65^0,4 =80,7.

Тогда коэффициент теплоотдачи от стенки к бинарной смеси:

б₂ = Nu₂* л₂/d₂ = 80,7*0,191/2,1*10^-2 = 734 Вт/м²*К.

Коэффициент теплопередачи будет равен:

Тогда плотность теплового потока через стенку:

q= K * Дt_cp =124,7 * 129 = 16090,8 Вт/м²

Площадь поверхности теплопередачи:

F = Q/q = 456010,7/16090,8 =28,34 м².

Площадь одного теплообменника с диаметром кожуха 325 мм и длиной труб l = 4 м:

F₁ = р*d_ср*n*l_тр = 3,14*0,023*62*4 = 17,91 м².

1.2.16 Определение запаса поверхности теплообменника

Запас поверхности теплообменников составит:

(2*F₁ - F)/F = (17,91*2 - 28,34)/28,34 = 0,264 или 26,4%.

Запас для нормальной работы системы достаточный, т.к. нормальный запас должен находиться в пределах 25-50%. Принимаем к установке 2 теплообменника с диаметром кожуха D=400мм, числом труб n=62, длинной труб l_тр=4 м, площадью теплопередачи F= 52 м и с запасом поверхности 0,25, причём третий - резервный теплообменник, из следующих соображений: свободный запас поверхности составляет 25%; малая металлоемкость конструкции; обслуживание более экономичное. Также произведём расчёт диаметров штуцеров для построения принятого кожутрубчатого теплообменника: Диаметр штуцеров для пара рассчитывается:

где V₁ - объёмный расход пара, м³/с, W₁ - скорость пара в межтрубном пространстве, м/с

2. Гидравлический расчёт

2.1 Теоретическое обоснование

Внутренняя задача гидродинамики, к которой относится движение жидкости внутри трубопроводов, описывается системой уравнений Навье-Стокса [1], c.55. Но решение системы дифференциальных уравнений в частных производных представляет собой сложную математическую задачу. Для упрощения этой задачи используют теорию подобия, методы которой позволяют заменить систему уравнений Навье-Стокса обобщенным критериальным уравнением гидродинамики:

где Eu - критерий Эйлера;

Rе - критерий Рейнольдса;

Fr - критерий Фруда;

Но - Критерий гомохромности;

Г - геометрический симплекс.

Критерий Эйлера определяется уравнением:

где ДР - перепад давлений, Па;

с - плотность перемешиваемой жидкости, кг/м³;

W - скорость движения жидкости, м/с.

Критерий Рейнольдса определяется уравнением:

где I - характерный размер, м (для внутренней задачи гидродинамики в качестве характерного размера берут внутренний диаметр трубопровода, т.е. I = d_э);

м - вязкость жидкости, Па*с.

Критерий Фруда определяется уравнением:

Критерий гомохромности определяется уравнением:

где ф - время, с.

Геометрический симплекс определяется уравнением:

Обычно решение обобщенного критериального уравнения представляется в виде степенной функции:

где A, m, n, p, q - эмпирические коэффициенты.

В этом случае решение сводится к нахождению в литературе значений A, m, n, p, q.

Вначале обобщенное уравнение подвергают анализу с точки зрения условия задачи. Если в задаче не оговорена особо нестационарность потока или это не вытекает из условий, то можно считать поток стационарным, т.е. величина степени р = 0 и критерием гомохромности можно пренебречь (Ho^p = 1). В условиях вынужденного движения (с помощью насосов или компрессоров) капельной жидкости или газа влияние силы тяжести на распределение скоростей и перепад давлений в потоке очень мало и им можно пренебречь, т.о. показатель степени n = 0 (Frⁿ = 1).

С принятыми допущениями обобщённое критериальное уравнение сводится к виду:

В результата обобщения опытных данных, полученных различными авторами, установлено, в частности, что при движении жидкости в трубопроводе с гладкими стенками в пределах Re = 4*10³ - 10⁵ численные значения А = 0,158; m = -0,25; q = 1 [1, c.89].

Следовательно, для указанных условий уравнение имеет вид:

Откуда:

Величина 0,316 с*W² обозначается символом л и определяется как коэффициент гидравлического сопротивления трения, а уравнение принято записывать в виде:

где л - зависит от режима движения (величина Rе) и шероховатости стен труб.

Вводят понятие относительной шероховатости:

где е - абсолютная величина средней шероховатости стен труб.

Коэффициент гидравлического сопротивления трения л рассчитывается по общей формуле:

Для гладких труб, когда влиянием шероховатости можно пренебречь:

Для автомодельной области гидравлического сопротивления трения л определяется в основном шероховатостью трубы:

Если Re ? 23/ е, то применяется уравнение для гладких труб, если Re ? 220* е ^-1,125, то применяется уравнение для автомодельной области. Если Re принимает промежуточное значение, то используется уравнение:

где l_э - эквивалентная абсолютная шероховатость, мм.

Для определения величины л можно использовать также график [6], c.22.

Помимо потерь на трение на линейных участках трубопровода л происходят потери энергии на преодоление местных сопротивлений (повороты; внезапные расширения и сужения; запорно-регулирующая арматура и т.п.).

Потери давления в местных сопротивлениях определяются по уравнению:

о_мс - коэффициент местного сопротивления.

Суммарная потеря напора на преодоление трения и местных сопротивлений рассчитывается по формуле:

Если сеть представляет собой трубопровод постоянного поперечного сечения, то полное гидравлическое сопротивление сети равно:

где h_геом - высота подъёма жидкости, м;

Р₂ и Р₁ - давление соответственно в приёмной и расходной ёмкостях, Па

2.2 Расчётная часть

Рисунок 2.1 - Схема трубопровода

2.2.1 Проектирование трубопровода

Трубопровод соединяет начальное и конечное хранилища. Так как насос установлен у хранилища, то трубопровод напорный. В трубопровод включено 3 участка общей длины 45 м, 7 запорных вентилей (3,4,5,6,7,8,9), центробежный насос 12, измерительная диафрагма 13, 2 кожухотрубчатых теплообменника(10,11). Трубопровод имеет 6 поворотов на 90⁰. Высота подъёма смеси 16 м.

2.2.2 Определение характеристик смеси

Поскольку в условии задачи не оговаривается изменение температуры, принимаем поток изотермическим, т.е. с сохранением температуры 20 и 80 на всем протяжении.

Плотность ацетона [табл. IV с 512]: при 20 с_т,20=791 кг/м³,

при 56 с_т,56= 750 кг/м³;

Вязкость ацетона [табл.IX с 517]: при 20 µ_т,20=3,38*10^-4 Па*с;

при 56 µ_т,56=2,39*10^-4 Па*с.

Плотность метанола [табл. IV с 512]: при 20 с_б,20= 792 кг/м³,

при 56 с_б,80=760 кг/м³;

Вязкость метанола [табл.IX с 517]: при 20 µ_б,20=5,25*10^-4 Па*с;

при 56 µ_б,56=3,76*10^-4 Па*с.

с₂₀(смеси)= 0,45*791+0,55*792=791,55 кг/м³ (до теплообменника);

с₅₆(смеси)= 0,45*750+0,55*760=755,5 кг/м³(после теплообменника);

lgм₂₀(смеси)= 0,45*lg 3,38 *10^-4+ 0,55*lg 5,25*10^-4 = -3,33;

lgм₅₆(смеси)= 0,45*lg 2,39 *10^-4+ 0,55*lg 3,76*10^-4 = -0,51;

м₂₀(смеси)= 4,68*10^-4 Па*с (до теплообменника);

м₅₆(смеси)= 3,09*10^-4 Па*с (после теплообменника).

2.2.3 Перевод массового расхода жидкости к объёмному

Произведём перевод массового расхода жидкости к объёмному:

V = G/(3600* с_см) ,м³/с

V_{до тепл} = 18000/(3600*791,55) = 6,3*10^-3 м³/с

V_{после тепл}=18000/(3600*755,5) = 6,62*10^-3 м³/с.

2.2.4 Определение ориентировочного диаметра трубопровода

Определим ориентировочный диаметр трубопровода:

где W - скорость движения бинарной смеси в напорном трубопроводе, таблица [6], с.17.

Ориентировочный диаметр трубопровода составит:

d ^{до теп}_ср = (4*6,3*10^-3/3,14*2)^0,5 = 0,063 м

d^{после теп} _ср=(4*6,62*10^-3/3,14*2)^0,5=0,065 м

2.2.5 Выбор стандартного диаметра трубопровода

Промышленность выпускает гостированный сортамент труб, среди которых необходимо выбрать трубы с диаметром наиболее близким к расчетному. Обозначаются трубы d_н х д. Рассчитаем стандартный диаметр трубопровода:

1. Рассчитаем наружный диаметр:

где толщина стенки трубы, мм

- внутренний диаметр трубы, мм

2. Гостированные размеры труб по ГОСТ 8732-78 составляют следующий ряд, мм: 14х2; 18х2; 25х2; 32х2,5; 38х2,5; 45х3; 57х3; 76х3,5; 89х4,5; 108х4,5; 133х4; 159х4,5; 219х6; 272х7; 325х8; 377х10; 426х11; 465х13.

Наиболее близкая к данным ГОСТа труба с размерами:

3. Эквивалентный диаметр будет равен:

2.2.6 Уточнение скорости движения жидкости

Далее следует уточнить скорость движения жидкости в трубопроводе:

W_{до теп} = 4* V_c/(р* d_э²) = (4*6,3*10^-3)/(3,14*(0,069)²)=1,68 м/с.

W_{после теп} = 4* V_c/(р* d_э²) = (4*6,62*10^-3)/(3,14*(0,069)²)=1,65 м/с

2.2.7 Определение режима движения жидкости

Определим режим движения жидкости:

Re= W* d_э * с_см /м_см

Re_{до теп}= (1,68*0,069*791,55)/4,68*10^-4=196063,3

Re_{после теп} = (1,65*0,069*755,5)3,09*10^-4=278361,4

Режим движения турбулентный.

2.2.8 Определение коэффициента гидравлического сопротивления

Для определения относительной шероховатости примем, что средняя шероховатость Относительная шероховатость высчитывается по следующей формуле:

Проверим условие :

-до теплообменника:

220*(2,9*10^-3)^-1,125 =157479,8, т.е. больше Re_{до теп}=196063,3.

Примем уравнение:

1/ л^0,5 = -2*lg(е/3,7+(6,81/Re)^0,9) = -2*lg(2,9*10^-3/3,7+(6,81/196063,3)^0,9) = 6,21.

Откуда л = 0,026.

-после теплообменника:

220*(2,9*10^-3)^-1,125 =157479,8, т.е.меньше Re_{после теп}=278361,4.

Примем уравнение:

1/ л^0,5 = 2*lg(3,7/е) = 2*lg(3,7/2,9*10^-3) = 6,21.

Откуда л = 0,026

2.2.9 Нахождение коэффициентов местных сопротивлений

Согласно табличным данным [6], с.520 коэффициенты местных сопротивлений:

- вход в трубу о_в = 0,5;

- колено 90 ⁰ о_кол = 1,1;

- выход из трубы о_вых. = 1;

- измерительная диафрагма (при m = (d_э/D)² = 0,3, то о_д =18,2)

- задвижки о_зад=0,5

- внезапное расширение при входе в теплообменник о_расш=0,64

- внезапное сужение при выходе из теплообменника о_суж=0,4

- сопротивление во входной и выходной камере теплообменника о_{вх к}=о_{вых к}=1,5

- вход в трубную решетку и выход из нее о_{вх.тр.р.}=о_{вых.тр.р.}=1,0

- расхождение потоков о_расх=8,35

- схождение потоков о_сх.=3,83

Геометрическая высота подъёма смеси составляет 16 м.

2.2.10 Определение полной потери напора в трубопроводе

Полные потери напора в трубопроводе рассчитывается по следующей формуле:

Произведём расчёт, разделив трубопровод на три участка:

I участок:

Коэффициенты местных сопротивлений составят:

- до теплообменника

?о_до.=о_в +nо_зад +о_д +nо_расш +n о_к + о_расх=

=0,5+4*0,5+18,2+2*0,64+2*1,1+8,35 =23,51

- в теплообменнике

?о_т. = 2*( о_{вх к}+ о_{вых к}+ о_вх.тр.р+ о_{вых.тр.р})=2*(1,5+1,5+1,0+1,0)=10

- от теплообменника до реактора

?о_от=n о_суж+ n о_кол+n о_зад+ о_вых.+ о_сх= 0,4 +4*1,1 +3*0,5 +1+3,83 =11,13

Тогда полное гидравлическое сопротивление сети по формуле:

ДР_сети = (1 + л * I/ d_э + ? о_мс)* с*W² /2 + с*g*h_геом + (Р₂ - Р₁)

ДР_{сети.до}=(1+0,026*9/0,069+23,51)*791,55*(1,68)²/2=31166,7 Па

ДР_сети.т=(1+0,037*5/0,069+10)*773,325*(0,3)²/2=476,1 Па

ДР_{сети.после}=(1+0,026*26/0,069+11,13)*755,5*(1,65)²/2+755,5*9,81*16= 141134 Па

?Р_сети= 31166,7+476,1+141134= 172776,5 Па

Из соотношения ДР_сети = с*g*h определим h_сети = ДР_сети/ (с*g)

h_{сети.до}=31166,7/(791,55*9,81)=4 м

h_сети.т=476,1/(773,325*9,81)=0,06 м

h_{сети.от}=141134/(755,5*9,81)=19 м

? h_сети=4+0,06+19=23,06 м

2.2.11 Построение характеристики трубопроводной сети

Будем считать, что характеристика сети представляет собой правильную параболу, выходящую из точки с координатами V_c = 0; h на которой известна точка с координатами V_c = 22,74 м³/ч и h_сети = 23,06 м. Найдем коэффициент параболы.

Общее уравнение параболы:

Подставив вышеобозначенные значения имеем:

23,06= а*22,74² + 16

Тогда: a=0,014

Возьмем несколько значений объемной производительности и определим напор h_сети.

Данные занесём в таблицу:

Таблица 2.1 - Зависимость напора сети от производительности насоса

По полученным характеристикам строим график:

Рисунок 2.2 - Совмещение характеристик сети и насоса

2.2.12 Выбор насоса

При выборе насоса необходимо соблюдать следующие условия:

- рабочая точка должна лежать на нисходящей ветви графика Н = f(V_c).

Наиболее близкий по параметрам к расчетному насосу в каталоге является центробежный насос 3К-9 с максимальной производительностью 30 м³/ч=8,3 л/с и с максимальной высотой напора 16 м. Характеристика такого насоса также приведена на рисунке 2.2. Расположение рабочей точки относительно расчетной точки , показывает, что насос может преодолеть гидравлические сопротивления сети и подавать в неё заданную смесь.

2.2.13 Вывод

К установке предлагается центробежный насос 3К-9, который обеспечит перекачивание 22,74 м³/ч смеси, с температурой 20 ⁰С по трубопроводу из хранилища через теплообменник в колонну. При этом производительность насоса 30 м³/ч, напор 16 м, диаметр рабочего колеса 168 мм, число оборотов 2900 об/мин, к.п.д. составит 62%, мощность потребляемая им из сети 4,8 кВт.

Заключение

Задание на курсовое проектирование выполнено: был подобран теплообменник и центробежный насос с оптимальными при данных условиях технологическими характеристиками. При этом в теоретическом разделе:

1) Рассмотрены основные виды теплообменных аппаратов, применяемых в химической промышленности;

2) Даны краткие теоретические основы процесса, протекающего в аппарате;

3) Приведено описание технологической схемы установки;

4) Произведен технологический расчет теплообменного аппарат;

5) Рассмотрены основные законы и критериальные уравнения гидродинамики;

6) Произведён гидравлический расчёт трубопровода и подобран оптимальный насос.

Список использованных источников

1. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии. Издательство. М.: Химия, 1970, 784 с.

2. Дытнерский Ю.И Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию. Издательство. М.: Химия, 1991, 496 с.

3. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов. Л.: Химия, 1987, 576 с.

4. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: Энергия, 1980. - 424 с., ил.

5. Мастрюков Б.С. Теплотехнические расчеты промышленных печей. Издательство. М.: "Металлургия", 1972, 360 с .

6. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии. - М.: Химия, 1987, 560 с. с ил.

7. Каталог насосов

Размещено на Allbest.ru