Курсовая работа №3548 Расчёт и проектирование теплообменного аппарата для нагревания воды насыщенным водяным паром

Posted on:
Categories: КУРСОВЫЕ РАБОТЫ

Задание

Рассчитать и спроектировать теплообменный аппарат для нагревания воды насыщенным водяным паром.

Вода насосом 1 перекачивается из резервуара 2 через теплообменник 3 по системе трубопроводов и аппаратов 4 (рисунок 1). В теплообменнике вода нагревается от tн до tк насыщенным водяным паром давлением 0,25МПа. Объёмный расход воды V. Давление воды на выходе из системы трубопроводов pк.

Вода подаётся по трубопроводу длиной l=lвс+lн. Длина трубопровода от насоса до теплообменника l`н, высота всасывания hвс, максимальная высота подъёма Н.

Дано:

V=1,8•10-2м3/с, Н=7,0м, hвс=1,3 м, lвс=7м, lн=924м, lн’=17 м, tн=15?С, tк=81?С, рк=0,18МПа.

Рис. 1. Схема циркуляционной мойки резервуаров и трубопроводов творожного цеха молочного комбината

Внимание!

Это ОЗНАКОМИТЕЛЬНАЯ ВЕРСИЯ работы №3548, цена оригинала 500 рублей. Оформлена в программе Microsoft Word.

Оплата. Контакты.

Введение

В пищевой промышленности значительную роль играют процессы, связанные с передачей теплоты от одних сред (теплоносителей) к другим через разделяющую их стенку. Такие процессы называются теплопередачей, а для их осуществления используются поверхностные (рекуперативные) теплообменные аппараты.

Среди таких аппаратов в пищевой промышленности используются и кожухотрубчатые теплообменные аппараты, поверхность теплопередачи которых образована пучком труб , герметично закрепленных в трубных решетках.

Трубное пространство теплообменника образуется объемом воды, занимающей распределительную камеру, днище и все теплообменные трубки аппарата. Чем меньше число труб в одном ходе аппарата, тем при заданном расходе теплоносителя выше скорость его движения в трубках аппарата и тем интенсивнее протекает процесс теплоотдачи от стенок трубок аппарата к воде. Одновременно увеличение скорости воды ведет к росту гидравлических сопротивлений (потерь механической энергии потоком воды). Поэтому выбор рациональной скорости движения теплоносителя (воды) в трубном пространстве теплообменника часто осуществляется на основе экономического расчета. В (табл. 1.4 [1]) значение скорости теплоносителя в трубном пространстве ко-жухотрубчатых теплообменников рекомендуется выбирать близкой к 1 м/с.

Второй теплоноситель – пар поступает в межтрубное пространство теплообменника, образованное наружной поверхностью теплообменных труб, внутренней поверхностью кожуха и межтрубной поверхностью трубных решеток. Для фиксации теплообменных труб и интенсификации процесса теплообмена при охлаждении пара и его конденсации в межтрубном пространстве устанавливают поперечные перегородки 8. Перегретый пар описывая попе-речный пучок теплообменных труб охлаждается до состояния насыщения, а затем конденсируется на наружной поверхности теплообменных труб. Расчет интенсивности передачи теплоты от пара к воде будем вести по зонам: зона сбива перегрева (охлаждение перегретого пара до температуры насыщения); зона конденсации (превращение пара в жидкость – конденсат).

Аппарат крепится в вертикальном положении на специальной раме или в межэтажном перекрытии с помощью лап .

1 Тепловой расчет

Целью теплового расчета является определение необходимой площади теплопередающей поверхности, соответствующей при заданных температурах оптимальным гидродинамическим условиям процесса, и выбор стандартизированного теплообменника.

Из основного уравнения теплопередачи

(1)

где F — площадь теплопередающей поверхности, м ;

Q — тепловая нагрузка аппарата, Вт;

К — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2К);

?tcp — средний температурный напор, К.

1.1 Определение тепловой нагрузки аппарата

В рассматриваемой задаче нагревание воды осуществляется в горизонтальном кожухотрубчатом теплообменнике теплотой горячей воды, поэтому тепловую нагрузку определим по формуле

(2)

где= V•? — массовый расход нагреваемой воды, кг/с;

— средняя удельная теплоемкость нагреваемой воды, Дж/(кг?К);

? – плотность воды, кг/м3;

tк, tн — конечная и начальная температуры воды, К;

? = 1,05 – коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружаю-щую среду.

Средняя температура воды:

?C (3)

Этому значению температуры соответствует:

(табл. XXXIX, [2]) и ;( табл. XXXIX, [2])

Тогда:

Вт,

с учетом потерь:

1.2. Определение расхода пара

Количество теплоты, выделяющееся при конденсации пара кг/с и передаваемое воде (с учетом потерь в окружающую среду)

(4)

где – скрытая теплота конденсации пара заданного давления, Дж/кг. (табл. LVII, [2])

Из уравнения (4)

кг/с.

1.3 Расчет температурного режима теплообменника

Цель расчета — определение средней разности температур и сред-них температур теплоносителей и .

Параметры насыщенного водяного пара определим по заданному давлению Р = 0,25 МПа (2,5 атм). По (табл. LVII, [2]) этому заданному давлению соответствует температура пара Тн = 126,25 ?С и скрытая теплота конденсации пара r = 2189,5•103 Дж/кг.

Для определения среднего температурного напора составим схему движения теплоносителей.

пар

C вода

Т.к. то

(5)

При конденсации пар превращается в жидкость (конденсат) при постоянной температуре ?С.

Тогда средняя температура воды

?С. (6)

1.4 Выбор теплофизических характеристик теплоносителей

Теплофизические свойства теплоносителей определяем при их средних температурах и заносим в таблицу 1.

Таблица 1 — Теплофизические свойства теплоносителей

1.5 Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата.

Выбор конструкции аппарата и материалов для его изготовления

Ориентировочным расчетом называется расчет площади теплопере-дающеи поверхности по ориентировочному значению коэффициента теплопередачи К, выбираемому из табл. Принимаем К = 1200 Вт/(м2•К), тогда ориентировочное значение площади аппарата по формуле (1)

Для обеспечения высокой интенсивности теплообмена со стороны пара необходимо обеспечить турбулентный режим движения и скорость течения воды в трубах аппарата ?2 ? 1-1,5 м/с.

Для изготовления теплообменника выберем трубы стальные бесшовные диаметром 25х2 мм.

Необходимое число труб в аппарате n, обеспечивающее такую ско-рость, определим из уравнения расхода:

, (7)

где- заданный объемный расход воды;

— внутренний диаметр теплообменных труб;

n — число труб в аппарате, шт.;

— скорость движения воды в трубах аппарата.

Из формулы (7)

Такому числу труб в одном ходе n=80,9 шт. и площади поверхности аппарата по ГОСТ 15118-79 и ГОСТ 15122-79 наиболее полно отвечает шестиходовой теплообменник диаметром 800 мм, с числом труб 384, длиной теплооб¬менных труб 4000 мм и площадью поверхности .(табл. 1.8 [1])

Проверим скорость движения воды в трубах аппарата по формуле

(8)

Значение скорости находится в рекомендуемых пределах, поэтому вы-бор конструкции аппарата закончен.

Так как теплоносители (пар и вода) не являются агрессивными, то для изготовления основных узлов и деталей (ГОСТ 15120-79) выбираем материалы по группе материального исполнения M1: кожух — В СтЗст5 ГОСТ 14637-79; крышки — В СтЗст5 ГОСТ 14637-79; трубы — сталь 10 ГОСТ 8733-87.

1.6 Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи

и коэффициента теплопередачи

Приближенным расчетом называется расчет коэффициентов ? и К по формулам, не учитывающим влияние температуры стенки теплопередающей поверхности на интенсивность теплоотдачи.

Коэффициент теплоотдачи при конденсации водяного пара на пучке го-ризонтальных труб рассчитывается по формуле:

,(9)

где — усредненный коэффициент для всего горизонтального пучка труб, за-ви¬сящий от расположения труб в пучке и от числа труб в каждом верти-кальном ряду. Значение , тогда (табл. 4.7 [2])(расположение труб в аппарате — шахматное, т.е. по вершинам равносторонних треугольников); L = 4,0 м — длина труб теплообменника; шт. — общее число труб в теплообменнике; — теплопроводность, плотность и вязкость конденсата при температуре конденсации; G — массовый расход конденсирующегося пара, G = 3,82 кг/с.

Режим движения воды в трубках аппарата определим по следующей формуле:

турбулентный. (10)

Для расчета процесса теплоотдачи в закрытых каналах при турбулентном режиме движения и умеренных числах Прандтля (Рr < 80) рекомендуется уравнение:

(11)

— отношение, учитывающее влияние направления теплового потока (нагревание или охлаждение) на интенсивность теплоотдачи.

Отношение принимаем 1, тогда по формуле (10)

Принимаем тепловую проводимость загрязнений со стороны греющей воды:

а со стороны нагреваемой воды:

Тогда:

Или:

сумма термических сопротивлений всех слоев, из которых состоит стенка, включая слои загрязнений. Так теплообменная трубка тонкостенная (dвн > dн), то для расчета коэффициента теплопередачи применяют фор¬мулу для плоской стенки

(12)

где — коэффициенты теплопередачи со стороны пара и воды,

— сумма термических сопротивлений.

По формуле (12)

Расчетная площадь поверхности теплообмена по формуле (1)

Такой площади поверхности отвечает конструкция выбранного в ориентировочном расчете шестиходового кожухотрубчатого теплообменника диаметром кожуха 800 мм и числом труб шт., но с длиной теплообменных труб не 4000 мм, а 3000 мм, который имеет площадь поверхности =90 м2

1.7 Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи.

Окончательный выбор теплообменного аппарата

Уточненным называется расчет коэффициентов теп¬лоотдачи с учетом температуры стенки.

Расчет температуры стенки ведем методом последовательных приближений.

Первое приближение.

Задаемся значением температуры стенки со стороны горячего теплоносителя, равным .

Рассчитываем коэффициент теплоотдачи при конденсации насыщенного пара на горизонтальных трубах по формуле (формула 4.54 [2]):

, (13)

где , (табл. 4.6[2]) — значение функции при температуре кон-денсации пара ; d = 0,025 м — наружный диаметр вертикальных труб в аппарате; — разность температур между паром и стенкой.

Так как ;

Температура поверхности стенки со стороны холодного теплоносителя:

,(14)

Коэффициент теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю

(?2)I = , (15)

Критерий Прандтля для воды при 67,8 оС (табл. XXXIX [2]):

Коэффициенты теплоотдачи для воды:

т.к. делаем второе приближение.

Второе приближение.

Задаемся значением температуры стенки со стороны горячего теплоносителя, равным .

, (16)

где , — значение функции при температуре конденсации пара ; d = 0,025 м — наружный диаметр вертикальных труб в аппарате; — разность температур между паром и стенкой.

Так как ;

Температура поверхности стенки со стороны холодного теплоносителя:

,(17)

Коэффициент теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю

(?2)II = , (18)

Критерий Прандтля для воды при 80 оС:

Коэффициенты теплоотдачи для воды:

т.к. составляет более 5 %, поэтому переходим к расчету третьего приближения. Расчет продолжаем, определяя tст1 графически по пересечениям линий q1=f(tст1) и q2=f(tст1) на рисунке 2.

Рис. 2 — Графическое определение

(tст1)III=104,9 оС

, (19)

Так как ;

Температура поверхности стенки со стороны холодного теплоносителя:

,(20)

Коэффициент теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю

(?2)III = , (21)

Критерий Прандтля для воды при 76,2 оС:

Коэффициенты теплоотдачи для воды:

Сравнивая приходим к выводу, что отклонение

%, (22)

где — средняя удельная тепловая нагрузка по результатам расчета в третьем приближении, т.е. не превышает 5%, по-этому расчет можно считать законченным.

По формуле (12) коэффициент теплопередачи

Площадь поверхности аппарата определяем по формуле (1)

Удельные тепловые потоки по обе стороны стенки равны (рис. 3).

По ГОСТ 15122-79 окончательно выбираем шестиходовой аппарат диаметром 800 мм, с числом труб n= 384 шт., с длиной теплообменных труб L = 3000 мм и F=90,0 м2.

Рис. 3 — Схема процесса теплопередачи.

1.8 Обозначение теплообменного аппарата

1. Диаметр кожуха D = 800 мм по ГОСТ 9617-76.

2. Тип аппарата ТНГ – теплообменник с неподвижными трубными ре-шетками горизонтальный.

3. Условное давление в трубах и кожухе — 0,25 МПа.

4. Исполнение по материалу — Ml.

5. Исполнение по температурному пределу -0-обыкновенное.

6. Диаметр трубы — 25 мм.

7. Состояние поставки наружной трубы — Г- гладкая.

8. Длина труб -3,0 м.

9. Схема размещения труб — Ш — по вершинам равно¬сторонних тре-угольников.

10. Число ходов -6.

Группа исполнения — А.

Теплообменник: гр. А ГОСТ15122-79

2. Конструктивный расчет

Цель конструктивного расчета теплообменных аппа¬ратов с трубчатой поверхностью теплообмена — расчет диа¬метров штуцеров и выбор конструкционных материалов для изготовления аппаратов, трубных решеток, способ разме¬щения и крепления в них теплообменных трубок и трубных решеток к кожуху; конструктивной схемы поперечных пе-регородок и расстояния между ними; распределительных камер, крышек и днищ аппарата; фланцев, прокладок и кре¬пежных элементов; конструкции компенсирующего устрой¬ства, воздушников, отбойных щитков, опор и т.п.

2.1 Выбор конструкционных материалов для изготовления аппарата

Материал выбирают по рабочим условиям в аппарате: температуре, давлениям, химическим свойствам теплоносителей и др. При выборе материала пользуемся рекомендациями и ГОСТ 15199-79, 15120-79, 15121-79, в которых указаны материалы основных деталей в зависимости от группы материального исполнения.

Группа материального исполнения — . Материал: кожуха — В Ст3сп5 ГОСТ 14637-79; распределительной камеры и крышки — В СтЗсп5 ГОСТ 14637-79; трубы — сталь 10 ГОСТ 8733-87.

2.2 Выбор трубных решеток, способ размещения и крепления

в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху

Трубные решетки изготавливаются обычно цельными, вырезкой из листа. Для каждого крепления трубок в трубной решетке ее толщина должна быть не менее (табл. 2.3 [1])

(23)

где е = 5 — прибавка для стальных трубных решеток, мм;

dn = 25 мм — наружный диаметр теплообменных трубок.

По (20):

Толщину трубной решетки выбираем в зависимости от диаметра ко-жуха аппарата и условного давления в аппарате, (табл. 2.3 [1]): Sp = 21 мм.

Размещение отверстий в трубных решетках, их шаг регламентирует-ся для всех теплообменников ГОСТ 9929-82.

По ( стр. 75 [1]) определяем шаг при размещении труб по вершинам равносторонних треугольников: при dn = 25мм, t = 32 мм; отверстия под трубы в трубных решетках и перегородках размещают в соответствии с ГОСТ 15118-79.

Размещение отверстий в трубных решетках выбранно¬го аппарата показано на рис. 4.

Основные размеры для размещения отверстий под трубы 25х2 мм в трубных решетках выбираем по (табл. 2.4 [1]), диаметр предельной окружности, за которой не распо¬лагают отверстия под трубы, — Do = 788 мм, 2R = 780мм.

Рис. 4. Размещение отверстий в трубных решетках

Число отверстий под трубы в трубных решетках и перегородках по рядам:

Сектор А Сектор Б

8ряд 19; 9ряд 18; 10ряд 17; 11ряд 12; 1 ряд 11; 2 ряд 11; 3 ряд 11;

4 ряд 11; 5 ряд 10; 6 ряд 9;

Общее число труб в решетке — 384 шт.

Отверстия в трубных решетках выполняем гладкими. По ГОСТ 15118-79 под трубы с наружным диаметром 25 мм установлен диаметр 25,5 мм.

Крепление труб в трубной решетке должно быть прочным, герметич-ным и обеспечивать их легкую замену. Применяем для крепления труб способ развальцовки с последующей отбортовкой (рис. 5).

Рис. 5. Крепление труб в трубной решетке развальцовкой с отбор-товкой

Конец трубы, вставленной с минимальным зазором в отверстие труб-ной решетки, расширяется изнутри раскат¬кой роликами специального инструмента, называемого вальцовкой.

По(табл. 2.8 [1] )в соответствии с ГОСТ 26291-94 принимаем толщину стенки корпуса S = 6 мм.

-допускаемое на¬пряжение;

Принимаем толщину обечайки S = 6 мм.

2.3 Выбор конструктивной схемы поперечных пере¬городок

и расстояния между ними. Отбойники

Применяем внутренние поперечные перегородки с диаметрально чередующимися в них сегментными средами для поддержания расстояния между трубами (рис. 6).

Рис. 6. Конструктивная схема поперечных перегородок

Диаметр отверстий для труб в перегородках 28 мм

(ГОСТ 15118-79). Номинальный диаметр поперечных перегородок.

Неподвижные трубные решетки занимают место во впадинах фланцев корпуса и крышек (рис. 7)

Рис. 7. Узел крепления неподвижной трубной решетки:

1 — решетка трубная; 2 — фланец; 3 — площадка; 4 — трубка теплооб-менная; 5 — крышка

Исполнительная толщина стенки обечайки:

(24)

где — расчетное давление;

— внутренний диаметр аппарата;

— коэффициент прочности сварного шва по ГОСТ 14249-80;

— прибавка на коррозию;

— дополнительная прибавка к расчетным величинам, принимает-ся по технологическим монтажным сооб¬ражениям или для округления размеров. (стр.85 [1] )Dn = 796 мм.

Расстояние между перегородками принимаем по (табл. 2.9 [1]) равным 800 мм.

Взаимное расположение поперечных перегородок фиксируют несколькими стяжками между ними. Стяжки придают пучку жесткость и дополнительную прочность, обеспечивают удобства его сборки. Они представляют собой тяги из круглого прутка, пропущенные через отверстия перегородок и трубных решеток.

В промежутке между пе¬регородками надеты распорные трубки. Число стяжек при¬нимаем в зависимости от диаметра аппарата (стр. 86 [1]):

диаметр стяжек -16,

число стяжек — 6.

При входе среды (воды) в межтрубное пространство теплообменника часто устанавливают отбойник, который защищает от местного износа тру-бы, расположенные про¬тив входного штуцера (рис. 8).

Рис. 8. Схема размещения отбойника

Отбойник выполняют в виде круглой пластины. Его размер должен быть не меньше внутреннего диаметра штуцера т.е. (стр. 87 [1])

(25)

Отбойник не должен создавать излишнее гидравличе¬ское сопротивле-ние, поэтому расстояние от внутренней по¬верхности корпуса до отбойника должно быть (стр. 87 [1]):

Расстояние «D» от отбойника до первой перегородки должно быть не менее 10 мм для беспрепятственного рас¬пределения входящего потока среды.

2.4 Выбор распределительной камеры, крышки и днища аппарата

Распределительная камера направляет поток рабочей среды по теплооб-менным трубкам. Для создания нужного числа ходов внутри распределительной камеры устанавливают перегородки. Узел их соединения с трубной решеткой герметизируют прокладкой, уложенной в паз трубной решетки (рис. 9).

Толщина перегородки принимаем равной = 12 мм (табл. 2.10 [1]). Толщину стенки распределительной камеры принимаем равной толщине корпуса (обечайки) аппарата = 6 мм.

Высота обечайки распределительной камеры зависит от диаметра флан-цев штуцеров распределительной камеры и рассчитывается по формуле (стр. 2.2 [1])

, (26)

где – диаметр фланца штуцера распределительной камеры, м; – высота фланца штуцера на обечайке распределительной камеры, м.

= 170 мм, = 13 мм, тогда по формуле (26)

мм.

Рис. 9. Узел соединения перегородки распределительной камеры с трубной решеткой: 1 – трубная решетка; 2 – прокладка; 3 – перегородка

Крышки и днища теплообменных аппаратов выбираем в зависимости от диаметра кожуха. Наиболее распростра¬ненной формой днищ и крышек является эллиптическая форма с отбортовкой на цилиндр (рис. 10).

Рис. 10. Днище цилиндрическое отбортованное

По (табл. 16.1 [3]) выбираем размеры днища эллипти¬ческого отборто-ванного стального диаметром 100 мм:

Днище 800 6 ГОСТ 6533-78

Выбранное днище используем для изготовления входной и выходной крышек аппарата.

2.5 Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев,

прокладок и крепежных элементов

Присоединение трубопроводов к теплообменным аппаратам бывает разъемным и неразъемным. Разъемное присоединение труб осуществляется при помощи фланцевых резьбовых штуцеров. При диаметре трубопроводов более 10 мм применяют фланцевые штуцеры.

Диаметр штуцера зависит от расхода и скорости теплоносителя (стр. 91 [1])

(27)

где V — объемный расход теплоносителя, ;

w — скорость движения теплоносителя в штуцере, ;

— площадь поперечного сечения штуцера, .

Скорости движения теплоносителей в штуцерах выбирают по (табл. 1.4 [1],) принимая их несколько большими, чем в аппарате.

Диаметр штуцера:

(28)

Диаметр штуцеров для входа и выхода воды рассчитаем по уравнению (24), принимая скорость движения воды в штуцерах равной .

Тогда

Принимаем

Диаметр штуцеров для входа и выхода конденсата водяного пара, расход которых

Тогда объемный расход

а конденсата:

(29)

Тогда при скорости пара в штуцере

Принимаем

Тогда, принимая скорость конденсата в штуцере wn = 0,9 м/с,

Принимаем

Принимаем штуцера со стальными плоскими приварными фланцами с соединительным выступом по ГОСТ 1255-67 (тип 1 – рис. 11).

Рис. 11. Фланец для штуцеров

По (табл. 21.9 [3]) выбираем по Dy и ру = 0,25 МПа. Основные размеры фланцев: фланцы штуцеров для ввода и вывода воды — фланец 100-3 ГОСТ 1255-67:

фланец штуцера для ввода водяного пара фланец 350-3 ГОСТ 1255-67:

фланец штуцера для вывода конденсата фланец 80-3 ГОСТ 1255-67:

Для присоединения крышек к корпусу аппарата используем тип 2 диаметром 800 мм (рисунок 12).

Рис. 12. Фланец для аппарата

По (табл. 21.9 [5]) выбираем основные размеры фланцев для аппарата: фланец 4-800-3 ГОСТ 12830-67:

2.6 Проверка необходимости установки компенсирующего устройства

Жесткое крепление трубных решеток к корпусу аппарата и труб в трубной решетке обуславливает возникновение температурных усилий в трубах и корпусе (кожухе) при различных температурах их направления и может привести к нарушению развальцовки труб в решетках, продольному изгибу труб и другим неблагоприятным явлениям.

В случае если трубы нагреваются сильнее, чем кожух, они становятся длиннее кожуха и давят на трубные решетки, стремясь удлинить и сам кор-пус (кожух). Если напряжения, возникающие при этом в материале трубок и кожуха, превышают допустимые, то появляется необходимость установки компенсирующего устройства (линзы, плавающей головки и т.п.).

По данным (табл. 1.7 [1] )допускаемая разность температур кожуха и труб (не требующая установки компенсирую¬щего устройства) при давлении Ру <1,6 МПа составляет 60 °С,

Для рассматриваемого теплообменного аппарата температура стенки трубок,

(30)

а минимальная температура кожуха может быть принята равной тем-пературе пара, т.е. Разность температур кожуха и трубок

следовательно, необходимость установки компенсирующе¬го устройства отпадает.

2.7 Опоры аппарата

Горизонтальные аппараты устанавливают на седловых опорах. Все они стандартизированы. Выбираем опору для аппарата исполнением 1 с двумя отверстиями под фундаментный болт.

По [3, табл. 29.12] выбираем седловую опору типа ОГ с на нагрузку 0,17 Мн: «Опора ОГ-I-800-77 МН 5131-63» и ее основные размеры.

, , , , , , , , , ,

Рисунок 13 – Седловая опора

3. Гидравлический расчет

Цель гидравлического расчета — определение величи¬ны сопротивлений различных участков трубопроводов и теплообменника и подбор насоса, обеспечивающего задан¬ную подачу и рассчитанный напор при перекачке воды.

3.1 Расчет гидравлических сопротивлений

трубопроводов и аппаратов, включенных в них

Различают два вида гидравлических сопротивлений (потерь напора): сопротивление трения и местные сопротивления: и . Для расчета потерь напора по длине поль¬зуются формулой Дарси-Вейсбаха:

(31)

где ? — гидравлический коэффициент трения;

l — длина трубопровода или тракта, по которому проте¬кает теплоноси-тель, м;

d — диаметр трубопровода, м;

— скоростной напор, м.

Для расчета потерь напора в местных сопротивлениях применяют формулу Вейсбаха:

(32)

где ? — коэффициент местных сопротивлений;

скоростной напор за местным сопротивлением.

3.1.1 Разбивка трубопровода насосной установки на участки

Гидравлическому расчету подлежит схема, представленная на рис. 1.

Для выполнения гидравлического расчета разобьем трубопровод насосной установки на участки:

1) всасывающая линия;

2) участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника с температурой ;

3) теплообменник

4) участок напорного трубопровода от теплообменника до аппарата .

3.1.2 Определение геометрических характеристик участков

трубопровода, скоростей и режимов движения теплоносителя в них

Диаметры всасывающего и напорного трубопроводов определим из уравнения расхода, принимая скорость во всасывающем трубопроводе wвс = 1,0-1,2 м/с, а в напорном — 1,5-2,0 м/с.

По ГОСТ 8732-78 выбираем трубу для всасывающего трубопровода , .

Скорость движения воды на всасывающем участке трубопроводах

(33)

а режим движения

-турбулентный, (34)

где (таблица XXXIX [2]) — плотность и динамическая вязкости воды при t = 18 °С.

По ГОСТ 8732-78 выбираем трубу для напорного тру¬бопровода 159 6, .

Скорость движения воды на напорном участке трубопровода:

(35)

Режим движения воды на напорном участке тру¬бопровода от насоса до теплообменника.

-турбулентный.(36)

Режим движения воды на напорном участке тру¬бопровода от теплооб-менника до аппарата

— турбулентный, (37)

где (таблица XXXIX [2]) — плотность и динамическая вязкости воды при t = 87 °С.

Скорость движения воды в трубках аппарата , режим движе-ния — турбулентный.

3.1.3 Расчет сопротивлений трубопроводов и аппаратов, включенных

в них всасывающий участок трубопровода

При турбулентном режиме движения гидравлический коэффициент трения ? может зависеть и от числа Рейнольдса и от величины шероховатости трубы.

Рассчитаем гидравлический коэффициент трения ? для гидравлически гладких труб по формуле Конакова

(38)

Проверим трубу на шероховатость, рассчитав толщину вязкого подслоя ? и сравнив ее с величиной абсолютной шероховатости стальной новой бесшовной трубы.

Абсолютную шероховатость ? определяют по формуле

т.к. ? <?, значит труба гидравлически шероховатые и коэффициент гидравлического трения ? определяют по формуле Френкеля

(39)

Согласно схеме насосной установки на всасывающей линии имеются следующие местные сопротивления: один плавный поворот на 90° вход в трубу — (таблица XIII [2]). Следовательно, , а по формуле (45):

(40)

Суммарные потери напора на всасывающем участке трубопровода

(41)

Участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника

Проверим трубу на шероховатость, рассчитав толщину вязкого подслоя ? и сравнив ее с величиной абсолютной шероховатости стальной новой бесшовной трубы ?=3,33?10-4 м.

По формуле:

Согласно расчетной схеме (рис. 1) на напорном участке трубопровода от насоса до теплообменника имеется два местных сопротивления — один плавных поворота на , и один резкий поворот на ??=1,60.

Поэтому

Суммарные потери напора на участке напорного трубопровода от насоса до теплообменника:

(42)

Теплообменник

Проверим трубу на шероховатость, рассчитав толщину вязкого подслоя ? и сравнив ее с величиной абсолютной шероховатости стальной новой бесшовной трубы ?=3,33?10-4 м..

? <?, значит труба гидравлически шероховатые и коэффициент гидравлического трения ? определяют по формуле Френкеля

По формуле:

Определим напор, теряемый в местных сопротивлениях теплообменника.

Коэффициенты местных сопротивлений в теплообменнике (рисунки 14):

Рис. 14 — Схема для расчета местных сопротивлений в

теплообменнике

Предварительно вычислим площади потока в различных участках.

Площадь поперечного сечения штуцера:

(43)

Площадь сечения распределительной коробки одного хода теплообменника:

(44)

Площадь сечения трубок одного хода:

(45)

-скорость жидкости в одной трубке.

Коэффициенты местных сопротивлений:

а) при входе потока через штуцер в распределительную коробку (внезапное расширение):

(46)

б) при входе потока из распределительной коробки в трубы (внезапное сужение):

(47)

в) при выходе потока из труб в в распределительную коробку (внезапное расширение):

(48)

г) при входе потока из распределительной коробки в штуцер (вне-запное сужение):

(49)

Согласно схеме, можно сделать вывод, что:

Для определения потерь напора в местных сопротивлениях теплообменника необходимо уточнить скорость воды в распределительной коробки аппарата.

(50)

Вычисляем потери напора в местных сопротивлениях:

а) при входе жидкости в распределительную коробку из штуцера:

(51)

б) при входе потока из распределительной коробки в первый ход теплообменника:

(52)

в) при выходе потока жидкости из теплообменных труб:

(53)

г) при выходе потока жидкости из распределительной трубки в штуцер:

(54)

При переходе из одного хода теплообменника в другой поток делает 12 поворотов под углом . В этом случае

Суммарные потери напора в местных сопротивлениях теплообменника:

Общие потери напора (по длине и в местных сопро¬тивлениях теплооб-менника)

(55)

Участок напорного трубопровода от теплообменника до аппарата

По формуле:

Участок напорного трубопровода от теплообменника до аппарата (рис. 1) включает плавный поворот трубопровода на

(56)

(57)

Суммарные потери напора в насосной установке (сети)

(58)

3.2 Определение требуемого напора насоса

Требуемый напор насоса определяем по формуле:

(59)

где Н = 7,5 м — высота подъема жидкости в насосной установке (от насоса);

— высота всасывания насоса;

Па-давление воды на выходе из системы проводов;

— суммарные потери напора в сети.

3.3 Выбор типа и марки насоса

по расчетному напору и заданной подаче

По полю характеристик V-H насосов по заданной подаче к рассчитанному требуемому напору выбираем насос К 100-65-250.

3.4 Построение характеристик насоса и трубопровода.

Определение рабочей точки насоса

По каталогу насосов для пищевых производств строим рабочие характеристики выбранного насоса — зави¬симости Н = f(V), N = f(V), h = f(V) (рис. 15).

Для построения характеристики трубопровода рас¬смотрим его уравнение.

Первые два слагаемых уравнения являются величиной постоянной и определяют собой статический напор, тогда:

(60)

где

(61)

Так как трубопровод эксплуатируется в квадратичной зоне сопротивлений (Re > 103), то зависимость потерь напора в трубопроводе от изменения скоростей носит квадратичный характер, т.е. где b — коэффициент пропорциональности, определяемый по координатам т. D, лежащей на этой кривой.

Для этой точки имеются: — (по заданию);

(62)

Отсюда:

(63)

Уравнение кривой сопротивления трубопровода выражающее собой потребные напоры насоса при подаче различных расходов по заданному трубопроводу

Задаваясь различными значениями расходов V, рассчитываем соот-ветствующие им значения . Результаты расчета сводим в таблицу 2.

Рис. 15. Характеристики насоса и трубопровода

Таблица 2

Характеристики трубопровода

Подача

м3/с м3/ч

0 0 33,8 0 33,8000

0,002778 10 33,8 0,3195 34,1195

0,005556 20 33,8 1,2780 35,0780

0,008333 30 33,8 2,8754 36,6754

0,011111 40 33,8 5,1119 38,9119

0,013889 50 33,8 7,9873 41,7873

0,016667 60 33,8 11,5017 45,3017

0,019444 70 33,8 15,6550 49,4550

0,022222 80 33,8 20,4474 54,2474

0,025 90 33,8 25,8788 59,6788

0,028 100,8 33,8 32,4623 66,2623

0,030556 110 33,8 38,6584 72,4584

0,033333 120 33,8 46,0067 79,8067

0,036111 130 33,8 53,9939 87,7939

По данным таблицы 2 строим характеристику трубопровода, отложив на оси ординат величину .

Точка пересечения характеристик насоса и трубопро¬вода определяет рабочую точку А. Координаты рабочей точки:

Мощность, потребляемая насосом при его работе на трубопровод:

Список используемой литературы.

1. Остриков, А.Н. Расчет и проектирование теплообменников [Текст]: учебник/ А.Н. Остриков, А.В. Логинов, А.С. Попов, И.Н. Болгова; Воронеж. гос. технол. акад. – Воронеж: ВГТА, 2011. – 440 с.

2.Павлов, К.Ф. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии [Текст]/ К.Ф. Павлов, П.Г. Романков, А.А. Носков.-Л.: Химия, 1987.-586 с.

3. Лащинский, А.А. Основы конструирования и расчета химической аппаратуры [Текст]/ А.А. Лащинский, А.Р. Толчинский.-Л.: Машинострое-ние,1970.-753 с.

admin

1813