Курсовая работа: Расчёт многокорпусной выпарной установки

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Омский Государственный Технический Университет

Кафедра «Химическая технология органических веществ»

Специальность «Химическая технология переработки нефти и газа»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

На тему: «Расчёт многокорпусной выпарной установки »

по дисциплине «Процессы и аппараты химической технологии»

Омск 2010

Содержание

Введение

Основные условные обозначения

1. Определение поверхности теплопередачи выпарных аппаратов

1.1 Расчёт концентраций упариваемого раствора

1.2 Определение температур кипения растворов

1.3 Расчёт полезной разности температур

1.4 Определение тепловых нагрузок

1.5 Выбор конструкционного материала

1.6 Расчёт коэффициентов теплопередачи

1.7 Распределение полезной разности температур

1.8 Уточнённый расчёт поверхности теплопередачи

2. Определение толщины тепловой изоляции

3. Расчёт барометрического конденсатора

3.1 Определение расхода охлаждающей воды

3.2 Расчёт диаметра барометрического конденсатора

3.3 Расчёт высоты барометрической трубы

4. Расчёт производительности вакуум-насоса

5. Расчёт диаметров трубопроводов и подбор штуцеров

6. Расчёт насоса для подачи исходной смеси

7. Расчёт теплообменника-подогревателя

8. Расчёт вспомогательного оборудования выпарной установки

8.1. Расчёт конденсатоотводчиков

8.1.1 Расчёт конденсатоотводчиков для первого корпуса выпарной установки

8.1.2 Расчёт конденсатоотводчиков для второго корпуса выпарной установки

8.1.3 Расчёт конденсатоотводчиков для третьего корпуса выпарной установки

8.2 Расчёт ёмкостей

9. Механические расчёты основных узлов и деталей выпарного аппарата

9.1 Расчёт толщины обечаек

9.2 Расчёт толщины днищ

9.3 Определение фланцевых соединений и крышек

9.4 Расчет аппарата на ветровую нагрузку

9.5 Расчёт опор аппарата

Заключение

Библиографический список

Приложения

Введение

В химической промышленности выпариванию подвергают растворы твердых веществ (главным образом водные растворы щелочей, солей и др.), а также растворы высококипящих жидкостей, обладающих при температуре выпаривания очень малым давлением пара (некоторые минеральные и органические кислоты, многоатомные спирты и др.).

Концентрированные растворы и твердые вещества, получаемые в результате выпаривания, легче и дешевле перерабатывать, хранить и транспортировать.

Тепло для выпаривания можно подводить любыми теплоносителями, применяемыми при нагревании. Однако в подавляющем большинстве случаев в качестве греющего агента при выпаривании используют водяной пар, который называют греющим или первичным.

Пар, образующийся при выпаривании кипящего раствора, называют вторичным. Тепло, необходимое для выпаривания раствора, обычно подводится через стенку, отделяющую теплоноситель от раствора.

Процессы выпаривания проводят под вакуумом, при повышенном и атмосферном давлениях. Выбор давления связан со свойствами выпариваемого раствора и возможностью использования тепла вторичного пара.

При выпаривании под вакуумом становится возможным проводить процесс при более низких температурах, что важно в случае концентрирования растворов веществ, склонных к разложению при повышенных температурах. Кроме того, при разрежении увеличивается полезная разность температур, что позволяет уменьшить поверхность нагрева аппарата, а также использовать греющий агент более низких температуры и давления. Вследствие этого выпаривание под вакуумом широко применяют для концентрирования высококипящих растворов. Применение вакуума дает возможность использовать в качестве греющего агента, кроме первичного пара, вторичный пар самой выпарной установки. При выпаривании под давлением выше атмосферного также можно использовать вторичный пар, что позволяет лучше использовать тепло. Однако выпаривание под избыточным давлением сопряжено с повышением температуры кипения раствора, поэтому данный способ применяется лишь для выпаривания термически стойких веществ.

При выпаривании при атмосферном давлении вторичный пар не используется и обычно удаляется в атмосферу.

Наиболее распространены многокорпусные выпарные установки, состоящие из нескольких выпарных аппаратов, в которых вторичный пар каждого предыдущего корпуса направляется в качестве греющего в последующий корпус. При этом давление в последовательно соединенных корпусах снижается таким образом, чтобы обеспечить разность температур между вторичным паром из предыдущего корпуса и раствором кипящем в данном корпусе, т.е. создать необходимую движущую силу процесса выпаривания. В этих установках первичным паром обогревается только первый корпус, следовательно, в многокорпусных установках достигается значительная экономия первичного пара по сравнению с однокорпусными установками той же производительности.

По относительному движению греющего пара и выпариваемого раствора выпарные установки разделяют на несколько групп :

а) прямоточные выпарные установки для растворов, обладающих высокой температурной депрессией;

б) противоточные - для растворов обладающих высокой вязкостью при повышении их концентрации (в этих схемах между ступенями ставят насосы);

в) установки с параллельным питанием - для легко кристаллизующихся растворов;

г) установки с отпуском части вторичных паров потребителем;

д) выпарные установки со смешанным питанием корпусов для растворов с повышенной вязкостью.

При больших производительностях (от нескольких кубических метров в час и выше), что характерно для промышленности, выпаривание проводят по непрерывному принципу. В аппаратах непрерывного действия обычно создают условия для интенсивной циркуляции раствора, т.е. в таких аппаратах гидродинамическая структура потоков близка к модели идеального смешения. Поэтому концентрация раствора в таких аппаратах ближе к конечной, что приводит к ухудшению условий теплопередачи (т.к., с повышением концентрации раствора увеличивается его вязкость и, следовательно, снижается коэффициент теплоотдачи от стенки к раствору).

Периодическое выпаривание проводят при малых производительностях и необходимости упаривания раствора до существенно высоких концентраций.

Обоснование выбора установки.

В данном проекте рассматривается многокорпусная вакуум-выпарная установка с естественной циркуляцией раствора в корпусах и вынесенной греющей камерой (тип 1, исполнение 2), работающая при прямоточном движении греющего пара и раствора.

Достоинства проведения выпаривания в установке с разрежением в последнем корпусе рассмотрены выше. Это возможность проводить процесс при более низких температурах; увеличение полезной разности температур и, следовательно, уменьшение поверхности нагрева аппарата, а также возможность использовать в качестве греющего агента вторичный пар самой установки. Использование многокорпусной установки дает экономию греющего пара и тепла.

Использование многокорпусной установки дает экономию греющего пара и тепла. При размещении греющей камеры вне корпуса аппарата имеется возможность повысить интенсивность выпаривания за счет увеличения длины кипятильных труб. Аппараты с вынесенной греющей камерой имеют кипятильные трубы, длины которых часто достигают 6-7 метров. Они работают при более интенсивной циркуляции, что обусловлено тем, что циркуляционная труба не обогревается, а подъемный и опускной участки циркуляционного корпуса значительную высоту. Выносная греющая камера легко отделяется от корпуса аппарата, что облегчает и ускоряет чистку и ремонт.

Описание технологической схемы .

Технологическая схема процесса выпаривания представлена на чертеже 1. Исходный разбавленный раствор из емкости Е1 центробежным насосом Н1 подается в теплообменник Т (где подогревается до температуры близкой к температуре кипения), а затем в первый корпус АВ1 выпарной установки. Предварительный подогрев раствора повышает интенсивность кипения в выпарном аппарате АВ1

Первый корпус обогревается свежим водяным паром. Вторичный пар, образующийся при концентрировании раствора в первом корпусе, направляется в качестве греющего во второй корпус выпарной установки АВ2. Сюда же поступает частично сконцентрированный раствор из первого корпуса АВ1. Аналогично третий корпус АВ3 обогревается вторичным паром второго корпуса АВ2 и в нем производится концентрирование раствора, поступившего из второго корпуса АВ2.

Самопроизвольный переток раствора и вторичного пара в следующие корпуса возможен благодаря общему перепаду давлений, возникающему в результате создания вакуума конденсацией вторичного пара последнего корпуса в барометрическом конденсаторе смешения КБ (где заданное давление поддерживается подачей охлаждающей воды и отсосом неконденсирующихся газов вакуум – насосом НВ). Смесь охлаждающейся воды и конденсата выводится из конденсатора при помощи барометрической трубы с гидрозатвором. Образующийся в третьем корпусе АВ3 выпарной установки концентрированный раствор центробежным насосом Н2 подается в промежуточную емкость упаренного раствора Е2. Конденсат греющих паров из выпарных аппаратов и теплообменника выводится с помощью конденсатоотводчиков.

Основные условные обозначения

с – теплоёмкость, дж/(кг∙К);

d – диаметр, м;

D – расход греющего пара, кг/с;

F – поверхность теплопередачи, м² ;

G – расход, кг/с;

g – ускорение свободного падения, м/с² ;

Н – высота, м;

I – энтальпия пара, кДж/кг;

I – энтальпия жидкости, кДж/кг;

К – коэффициент теплопередачи, Вт/(м² ∙ К);

Р – давление, Мпа;

Q – тепловая нагрузка, кВт;

q – удельная тепловая нагрузка, Вт/м² ;

r – теплота парообразования, кДж/кг;

T, t – температура, град;

W, w – производительность по испаряемой воде, кг/с;

x – концентрация, % (масс.);

α – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м² ∙ К);

ρ – плотность, кг/м³ ;

μ – вязкость, Па ∙ с;

λ – теплопроводность, Вт/(м ∙ К);

σ – поверхностное натяжение, Н/м;

Re – критерий Рейнольдса;

Nu – критерий Нуссельта;

Pr – критерий Прандтля.

Индексы:

1, 2, 3 – первый, второй, третий корпус выпарной установки;

в – вода;

вп – вторичный пар;

г – греющий пар;

ж – жидкая фаза;

к – конечный параметр;

н – начальный параметр4

ср – средняя величина;

ст – стенка.

1. Определение поверхности теплопередачи выпарных аппаратов

Поверхность теплопередачи каждого корпуса выпарной установки определяют по основному уравнению теплопередачи, м² :

(1)

Для определения тепловых нагрузок Q, коэффициентов теплопередачи К и полезных разностей температур Δt_п 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:

(2)

где – расход упариваемого раствора, кг/с; начальная концентрация раствора, % (масс.); конечная концентрация раствора, % (масс.).

Подставив, получим:

кг/с.

1.1 Расчёт концентраций 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:

где производительность по испаряемой воде в первом корпусе, кг/с; производительность по испаряемой воде во втором корпусе, кг/с; производительность по испаряемой воде в третьем корпусе, кг/с;

Тогда

кг/с,

кг/с,

кг/с.

Далее рассчитывают концентрации растворов в корпусах:

(7,9 %),

(12,24 %),

(30%).

Концентрация раствора в последнем корпусе х₃ соответствует заданной концентрации упаренного раствора х_к .

1.2 Определение температур кипения растворов

Общий перепад давлений в установке равен, МПа:

(3)

где давление греющего пара в первом корпусе, МПа; давление греющего пара в барометрическом конденсаторе, МПа.

Подставив, получим, МПа:

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

Р_Г1 = 0,4

Давление пара в барометрическом конденсаторе:

Что соответствует заданной величине Р_БК .

По давлениям паров находим их температуры и энтальпии [2]:

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.

Гидродинамическая депрессия обусловлена потерей давления пара на преодоление гидравлических сопротивлений трубопроводов при переходе из корпуса в корпус. Обычно в расчётах 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:

°С

°С

°С

Сумма гидродинамических депрессий:

°С

По температурам вторичных паров определим их давления [2]:

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

(4)

где Р_ВП – давление вторичных паров, МПа; Н – высота кипятильных труб в аппарате, м; ρ – плотность кипящего раствора, кг/м³ ; ε – паронаполнение (объёмная доля пара в кипящем растворе), м³ /м³ .

Для выбора значения Н необходимо ориентировочно оценить поверхность теплопередачи выпарного аппарата F_ОР . При кипении водных растворов можно принять удельную тепловую нагрузку аппарата с естественной циркуляцией q = 20000 – 50000 Вт/м² . Примем q = 20000 Вт/м² . Тогда поверхность теплопередачи первого корпуса ориентировочно равна:

м²

где r₁ = 2178,2 кДж/кг – теплота парообразования вторичного пара [2].

По ГОСТ 11987-81 трубчатые аппараты с естественной циркуляцией и вынесенной греющей камерой (тип 1, исполнение 2) состоят из кипятильных труб высотой 4 и 5 м при диаметре d_Н = 38 мм и толщине стенки δ_СТ = 2 мм. Примем высоту кипятильных труб Н = 4 м. При пузырьковом (ядерном) режиме кипения паронаполнение составляет ε = 0,4 – 0,6. Примем ε = 0,5. Плотность водных растворов при температуре 35 °С и соответствующих концентрациях в корпусах равна [3]:

ρ₁ = 1072 кг/м³ ; ρ₂ = 1095 кг/м³ ; ρ₃ = 1323 кг/м³ .

При определении плотности растворов в корпусах пренебрегаем изменением её с повышением температуры от 35 °С до температуры кипения ввиду малого значения коэффициента объёмного расширения и ориентировочно принятого значения ε.

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

Этим давлениям соответствуют следующие температуры кипения и теплоты испарения растворителя [2]:

Определяем гидростатическую депрессию по корпусам (°С):

Сумма гидростатических депрессий равна:

°С

Температурная депрессия Δ определяется по уравнению:

(5)

где Т – температура паров в среднем слое кипятильных труб, К; r_ВП – теплота парообразования вторичного пара, кДж/кг; - температурная депрессия при атмосферном давлении, К [3].

Находим значение Δ^’ по корпусам (в °С):

Сумма температурных депрессий равна:

°С

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

В аппаратах с вынесенной греющей камерой и естественной циркуляцией обычно достигаются скорости раствора v = 0,6 – 0,8 м/с. Для этих аппаратов масса циркулирующего раствора равна:

(6)

где ρ– плотность раствора, кг/м³ ; S – сечение потока в аппарате, м² .

Сечение потока в аппарате Sрассчитываемое по формуле:

(7)

где d_ВН – внутренний диаметр труб, м; Н – принятая высота труб, м.

Таким образом, перегрев раствора в j-м аппарате Δt_{пер j} равен:

(8)

где I_ВП – энтальпия вторичного греющего пара, кДж/кг; с_В , с_Н – теплоемкости соответственно воды и конденсата греющего пара, кДж/(кг×К); t_К – температура конденсата греющего пара, К; М – масса конденсата, кг.

Полезная разность температур в каждом корпусе может быть рассчитана по уравнению:

(9)

Анализ этого уравнения показывает, что величина Δt_пер /2 представляет собой дополнительную температурную потерю. В связи с этим общую полезную разность температур выпарных установок с аппаратами с вынесенной зоной кипения нужно определять по следующему выражению:

(10)

1.3 Расчёт полезной разности температур

Общая полезная разность температур равна:

(11)

Полезные разности температур по корпусам (в °С) равны:

Тогда общая полезная разность температур равна:

°С

Проверим общую полезную разность температур:

°С

1.4 Определение тепловых нагрузок

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

(12)

(13)

(14)

(15)

где 1,03 – коэффициент, учитывающий 3 % потерь в окружающую среду; с_Н , с₁ , с₂ – теплоёмкости растворов соответственно исходного (начальной концентрации), в первом и во втором корпусе, кДж/(кг∙К); Q_1конц , Q_2конц , Q_3конц – теплота концентрирования по корпусам, кВт; t_Н – температура кипения исходного раствора в первом корпусе, °С:

где - температурная депрессия для исходного раствора. При решении уравнений (12) – (15) можно принять I_вп1 ≈ I_г2 ; I_вп2 ≈ I_г3 ; I_вп3 ≈ I_бк .

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

(16)

где G_сух – производительность аппаратов по сухому Na₂ SO₄ , кг/с; Δq – разность интегральных теплот растворения при концентрациях х₂ и х₃ , кДж/кг [4].

кВт

Сравним Q_3конц с ориентировочной тепловой нагрузкой для третьего корпуса Q_{3 ОР} :

Поскольку Q_3конц составляет значительно меньше 3% от Q_3ор , в уравнениях тепловых балансов по корпусам пренебрегаем величиной Q_конц .

Получим:

Решаем эту систему уравнений:

кг/с

кг/с

кг/с

кг/с

Решение системы уравнений даёт следующие результаты: D = 0,83 кг/с; w₁ = 0,83 кг/с; w₂ = 0,89 кг/с; w₃ = 0,95 кг/с; Q₁ = 1854,5 кВт; Q₂ = 1820,5 кВт; Q₃ = 2000,5 кВт.

Наибольшее отклонение вычисленных нагрузок по испаряемой воде в каждом корпусе от предварительно принятых (w₁ = 0,81 кг/с; w₂ = 0,89 кг/с; w₃ = 0,97 кг/с) не превышают 5 %, поэтому не будем пересчитывать концентрации и температуры кипения растворов по корпусам.

Полученные величины сводим в таблицу 1.

Таблица 1Параметры растворов и паров по корпусам

1.5 Выбор конструкционного материала

Выберем конструкционный материал, стойкий в среде кипящего раствора Na₂ SO₄ в интервале изменения концентраций от 6 до 30 % [5]. В этих условиях химически стойкой является сталь марки Х17. Скорость коррозии её менее 0,1 мм/год, коэффициент теплопроводности λ_ст = 25,1 Вт/(м∙К).

1.6 Расчёт коэффициентов теплопередачи

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

(17)

где α₁ , α₂ – коэффициенты теплоотдачи от конденсирующегося пара кстенке и от кипящего раствора к стенке соответственно, Вт/(м² ×К); δ – толщина стенки, м; λ – коэффициент теплопроводности, Вт/(м×К).

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

(м² ∙К)/Вт

Коэффициент теплопередачи от конденсирующегося пара к стенке α₁ равен:

(18)

где r₁ – теплота конденсации греющего пара, Дж/кг; ρ_ж1 , λ_ж1 , μ_ж1 – соответственно плотность (кг/м³ ), теплопроводность [Вт/(м∙К)], вязкость (Па∙с) конденсата при средней температуре плёнки t_пл = t_г1 – Δt₁ /2, где Δt₁ – разность температур конденсации пара и стенки, град.

Физические свойства конденсата Na₂ SO₄ при средней температуре плёнки сведём в таблицу 2.

Теплопроводность была рассчитана по формуле [7]:

(19)

где М – молекулярная масса Na₂ SO₄ , равная 142 г/моль; с_р – удельная теплоёмкость, Дж/(кг∙К).

Таблица 2Физические свойства конденсата при средней температуре плёнки

Расчёт α₁ ведут методом последовательных приближений. В первом приближении примем Δt₁ = 2,0 град. Тогда:

Вт/(м² ∙К)

Для установившегося процесса передачи тепла справедливо уравнение:

где q – удельная тепловая нагрузка, Вт/м² ; Δt_ст – перепад температур на стенке, град; Δt₂ – разность между температурой стенки со стороны раствора и температурой кипения раствора, град.

Распределение температур в процессе теплопередачи от пара через стенку к кипящему раствору показано на рисунке 2.

Рис. 1. Распределение температур в процессе теплопередачи от пара к кипящему раствору через многослойную стенку: 1 – пар; 2 – конденсат; 3 – стенка; 4 – накипь; 5 – кипящий раствор.

град

Тогда:

град

Коэффициент теплопередачи от стенки к кипящему раствору для пузырькового кипения в вертикальных кипятильных трубах при условии естественной циркуляции раствора [6] равен:

(20)

где ρ_ж , ρ_П , ρ₀ – соответственно плотность жидкости, пара и пара при абсолютном давлении р = 1 ат., кг/м³ ; σ – поверхностное натяжение, Н/м; μ – вязкость раствора, Па∙с.

Физические свойства раствора Na₂ SO₄ в условиях кипения приведены в таблице 3.

Вт/(м² ∙К)

Таблица 3Физические свойства кипящих растворов Na₂ SO₄ и их паров:

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 0,7 град, пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры, рассчитываем α₁ по соотношению:

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Если расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчивают. Находим К₁ :

Вт/(м² ∙К)

Далее рассчитываем коэффициент теплопередачи для второго корпуса К₂ . Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град. Для определения К₂ найдём:

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ =1,5 град.

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₂ :

Вт/(м² ∙К)

Рассчитаем теперь коэффициент теплопередачи для третьего корпуса К₃ . Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град.

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 6,0 град.

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Очевидно, что q^’ ≠ q^” . Для расчёта в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой (рис. 3) и определяем Δt₁ .

Рис. 3. График зависимости удельной тепловой нагрузки q от разноститемператур Δt₁ .

Согласно графику можно определить Δt₁ = 5,6 град. Отсюда получим:

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₃ :

Вт/(м² ∙К)

1.7 Распределение полезной разности температур

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

(21)

где Δt_{п j} , Q_j , K_j – соответственно полезная разность температур, тепловая нагрузка, коэффициент теплопередачи для j-го корпуса.

град

град

Проверим общую полезную разность температур установки:

град

Теперь рассчитаем поверхность теплопередачи выпарных аппаратов по формуле (1):

м²

м²

м²

Найденные значения мало отличаются от ориентировочно определённой ранее поверхности F_ор . Поэтому в последующих приближениях нет необходимости вносить коррективы на изменение конструктивных размеров аппаратов (высоты, диаметра и числа труб). Сравнение распределённых из условия равенства поверхностей теплопередачи и предварительно рассчитанных значений полезных разностей температур представлено в таблице 4:

Таблица 4Сравнение распределенных и предварительно рассчитанныхзначений полезных разностей температур

Как видно, полезные разности температур, рассчитанные из условия равного перепада давления в корпусах и найденные в первом приближении из условия равенства поверхностей теплопередачи в корпусах, существенно различаются. Поэтому необходимо заново перераспределить температуры (давления) между корпусами установки. В основу этого перераспределения температур (давлений) должны быть положены полезные разности температур, найденные из условия равенства поверхностей теплопередачи аппаратов.

1.8 Уточнённый расчёт поверхности теплопередачи

Второе приближение

В связи с тем, что существенное изменение давлений по сравнению с рассчитанным в первом приближении происходит только в первом и втором корпусах, где суммарные температурные потери незначительны, 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 таблице 5.

Таблица 5Параметры растворов и паров по корпусам послеперераспределения температур

Температура кипения раствора определяется по формуле (в °С):

Температура вторичного пара определяется по формуле (в °С):

Температура греющего пара определяется по формуле (в °С):

Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):

I_вп1 = I_г2 = 2711 кДж/кг, I_вп2 = I_г3 = 2695 кДж/кг, I_вп3 = I_бк = 2628,4 кДж/кг.

Расчёт коэффициентов теплопередачи выполним описанным выше методом.

Рассчитаем α₁ методом последовательных приближений. Физические свойства конденсата Na₂ SO₄ при средней температуре плёнки сведены в таблице 6.

Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град.

Вт/(м² ∙К)

Таблица 6Физические свойства конденсата при средней температуре плёнки

град

град

Для расчета коэффициента теплопередачи α₂ физические свойства кипящих растворов Na₂ SO₄ и их паров приведены в таблице 7.

Вт/(м² ∙К)

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 4 град, пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры, рассчитываем α₁ по соотношению:

Таблица 7.Физические свойства кипящих растворов Na₂ SO₄ и их паров

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Очевидно, что q^’ ≠ q^” . Для расчёта в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой (рис. 4) и определяем Δt₁ .

Рис. 4. График зависимости удельной тепловой нагрузки q от разности температур Δt₁

Согласно графику можно определить Δt₁ = 3,2 град. Отсюда получим:

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₁ :

Вт/(м² ∙К)

Далее рассчитываем коэффициент теплопередачи для второго корпуса К₂ . Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град. Для определения К₂ найдём:

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 5 град, пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры, рассчитываем α₁ по соотношению:

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Очевидно, что q^’ ≠ q^” . Для расчёта в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой (рис. 5) и определяем Δt₁ .

Рис. 5. График зависимости удельной тепловой нагрузки q от разноститемператур Δt₁

Согласно графику можно определить Δt₁ = 2,2 град. Отсюда получим:

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₂ :

Вт/(м² ∙К)

Рассчитаем теперь коэффициент теплопередачи для третьего корпуса К₃ . Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град.

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 1 град, пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры, рассчитываем α₁ по соотношению:

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Очевидно, что q^’ ≠ q^” . Для расчёта в третьем приближении строим графическую зависимость удельной тепловой нагрузки q от разности температур между паром и стенкой (рис. 6) и определяем Δt₁ .

Рис. 6. График зависимости удельной тепловой нагрузки q от разноститемператур Δt₁

Согласно графику можно определить Δt₁ = 1,85 град. Отсюда получим:

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₃ :

Вт/(м² ∙К)

Распределение полезной разности температур:

град

град

град

Проверка суммарной полезной разности температур:

град

Сравнение полезных разностей температур, полученных во втором и первом приближениях, представлено в таблице 8:

Таблица 8Сравнение полезных разностей температур

Как видно, полезные разности температур, рассчитанные в первом приближении и найденные во втором приближении из условия равенства поверхностей теплопередачи в корпусах, существенно различаются. Поэтому необходимо заново перераспределить температуры (давления) между корпусами установки. В основу этого перераспределения температур (давлений) должны быть положены полезные разности температур, найденные во втором приближении.

Третье приближение

В связи с тем, что существенное изменение давлений по сравнению с рассчитанным во втором приближении происходит только в первом и втором корпусах, где суммарные температурные потери незначительны, в третьем приближении принимаем такие же значения Δ^’ , Δ^” , Δ^’” для каждого корпуса, как в первом и втором приближениях. Полученные после перераспределения температур (давлений) параметры растворов и паров по корпусам представлены в таблице 9.

Температура кипения раствора определяется по формуле (в °С):

Таблица 9Параметры растворов и паров по корпусам после перераспределения температур

Температура вторичного пара определяется по формуле (в °С):

Температура греющего пара определяется по формуле (в °С):

Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):

I_вп1 = I_г2 = 2713 кДж/кг, I_вп2 = I_г3 = 2688 кДж/кг, I_вп3 = I_бк = 2642 кДж/кг.

Расчёт коэффициентов теплопередачи выполним описанным выше методом.

Рассчитаем α₁ методом последовательных приближений. Физические свойства конденсата Na₂ SO₄ при средней температуре плёнки сведены в таблице 10.

Таблица 10.Физические свойства конденсата при средней температуреплёнки

Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град.

Вт/(м² ∙К)

град

град

Для расчета коэффициента теплопередачи α₂ физические свойства кипящих растворов Na₂ SO₄ и их паров приведены в таблице 11.

Таблица 11.Физические свойства кипящих растворов Na₂ SO₄ и их паров

Вт/(м² ∙К)

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 1,9 град, пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры, рассчитываем α₁ по соотношению:

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₁ :

Вт/(м² ∙К)

Далее рассчитываем коэффициент теплопередачи для второго корпуса К₂ . Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град. Для определения К₂ найдём:

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 2,3 град.

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₂ :

Вт/(м² ∙К)

Рассчитаем теперь коэффициент теплопередачи для третьего корпуса К₃ . Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град.

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 3 град.

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₃ :

Вт/(м² ∙К)

Распределение полезной разности температур:

град

град

Проверка суммарной полезной разности температур:

град

Сравнение полезных разностей температур, полученных во втором и первом приближениях, представлено в таблице 12:

Таблица 12Сравнение полезных разностей температур

Как видно, полезные разности температур, рассчитанные во втором приближении и найденные в третьем приближении из условия равенства поверхностей теплопередачи в корпусах, различаются более, чем на 5%. Поэтому необходимо заново перераспределить температуры (давления) между корпусами установки. В основу этого перераспределения температур (давлений) должны быть положены полезные разности температур, найденные в третьем приближении.

Четвертое приближение

В связи с тем, что существенное изменение давлений по сравнению с рассчитанным в третьем приближении происходит только в первом и втором корпусах, где суммарные температурные потери незначительны, то в четвертом приближении принимаем такие же значения Δ^’ , Δ^” , Δ^’” для каждого корпуса, как в первом, втором и третьем приближениях. Полученные после перераспределения температур (давлений) параметры растворов и паров по корпусам представлены в таблице 13.

Температура кипения раствора определяется по формуле (в °С):

Температура вторичного пара определяется по формуле (в °С):

Таблица 13Параметры растворов и паров по корпусам после перераспределения температур

Температура греющего пара определяется по формуле (в °С):

Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):

I_вп1 = I_г2 = 2717 кДж/кг, I_вп2 = I_г3 = 2695 кДж/кг, I_вп3 = I_бк = 2623,4 кДж/кг.

Расчёт коэффициентов теплопередачи выполним описанным выше методом.

Рассчитаем α₁ методом последовательных приближений. Физические свойства конденсата Na₂ SO₄ при средней температуре плёнки сведены в таблице 14.

Таблица 14Физические свойства конденсата при средней температуреплёнки

Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град.

Вт/(м² ∙К)

град

град

Для расчета коэффициента теплопередачи α₂ физические свойства кипящих растворов Na₂ SO₄ и их паров приведены в таблице 15.

Таблица 15Физические свойства кипящих растворов Na₂ SO₄ и их паров

Вт/(м² ∙К)

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 2,3 град, пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры, рассчитываем α₁ по соотношению:

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₁ :

Вт/(м² ∙К)

Далее рассчитываем коэффициент теплопередачи для второго корпуса К₂ . Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град. Для определения К₂ найдём:

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 2,2 град.

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₂ :

Вт/(м² ∙К)

Рассчитаем теперь коэффициент теплопередачи для третьего корпуса К₃ . Примем в первом приближении Δt₁ = 2,0 град.

Вт/(м² ∙К)

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≠ q^” . Для второго приближения примем Δt₁ = 2,5 град.

Вт/(м² ∙К)

Тогда получим:

град

град

Вт/(м² ∙К)

Вт/м²

Вт/м²

Как видим, q^’ ≈ q^” . Так как расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, на этом расчёт коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем и находим К₃ :

Вт/(м² ∙К)

Распределение полезной разности температур:

град

град

Проверка суммарной полезной разности температур:

град

Сравнение полезных разностей температур, полученных в четвертом и третьем приближениях, представлено в таблице 16:

Таблица 16Сравнение полезных разностей температур

Различия между полезными разностями температур по корпусам в первом и втором приближениях не превышают 5 %. Определяем поверхность теплопередачи выпарных аппаратов [1]:

м²

м²

м²

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

2. Определение толщины тепловой изоляции

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

(22)

где α_в – коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(м² ∙К) [6]:

t_ст2 – температура изоляции со стороны окружающей среды (воздуха); для аппаратов, работающих в закрытом помещении, выбирается в интервале 35 – 45 °С; t_ст1 – температура изоляции со стороны аппарата; ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата по сравнению с термическим сопротивлением слоя изоляции t_ст1 принимают равной температуре греющего пара t_г1 ;

t_в – температура окружающей среды (воздуха), °С;

λ_и – коэффициент теплопроводности изоляционного материала, Вт/(м∙К).Выберем в качестве материала для тепловой изоляции совелит (85 % магнезии + 15 % асбеста), имеющий коэффициент теплопроводности λ_и = 0,09 Вт/(м∙К).

Вт/(м² ∙К)

Рассчитаем толщину тепловой изоляции для первого корпуса:

м

Принимаем толщину тепловой изоляции 0,04 м и для других корпусов.

3. Расчёт 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 скачивают неконденсирующиеся газы.

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

3.1 Определение расхода охлаждающей воды

Расход охлаждающей воды G_в определяют из теплового баланса конденсатора:

(23)

где I_бк – энтальпия паров в барометрическом конденсаторе, Дж/кг; t_н – начальная температура охлаждающей воды, °С; t_к – 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 t_к на выходе из конденсатора принимают на 3 – 5 град ниже температуры конденсации паров:

°С

Тогда

кг/с

3.2 Расчёт диаметра барометрического конденсатора

Диаметр барометрического конденсатора d_бк определяют из уравнения расхода:

(24)

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

При остаточном давлении в конденсаторе порядка 10⁴ Па скорость паров v принимают 15 – 25 м/с:

м

По нормалям НИИХИММАШа подбираем конденсатор диаметром, равным расчётному или ближайшему большему. Определяем его основные размеры. Выбираем барометрический конденсатор диаметром d_бк = 600 мм.

3.3 Расчёт высоты барометрической трубы

В соответствии с нормалями ОСТ 26716 – 73, внутренний диаметр барометрической трубы d_бт равен 150 мм.

Скорость воды в барометрической трубе v_в равна:

м/с

Высоту барометрической трубы определяют по уравнению:

(25)

где В – вакуум в барометрическом конденсаторе, Па; Σξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений; λ – коэффициент трения в барометрической трубе; Н_бт , d_бт – высота и диаметр барометрической трубы, м; 0,5 – запас высоты на возможное изменение барометрического давления, м.

В = Р_атм – Р_бк = 9,8 ∙ 10⁴ – 3 ∙ 10⁴ = 6,8 ∙ 10⁴ Па

Σξ = ξ_вх + ξ_вых = 0,5 + 1,0 = 1,5

где ξ_вх и ξ_вых – коэффициенты местных сопротивлений на входе в трубу и на выходе из неё.

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

Для гладких труб при Re = 855000 коэффициент трения λ равен:

Отсюда находим Н_бт = 7,68 м. [1]

В таблице 17 представлены основные размеры барометрического конденсатора.

Таблица 17Основные размеры барометрического конденсатора

4. Расчёт производительности вакуум-насоса

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

кг/с (26)

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.

кг/с

Объёмная производительность вакуум-насоса равна:

(27)

где R – универсальная газовая постоянная, Дж/(кмоль∙К); M_возд – молекулярная масса воздуха, кг/кмоль; t_возд – температура воздуха, °С; Р_возд – парциальное давление сухого воздуха в барометрическом конденсаторе, Па.

Температуру воздуха рассчитывают по уравнению:

°С

Давление воздуха равно:

Р_возд = Р_бк – Р_п

где Р_п – давление сухого насыщенного пара (Па) при t_возд = 26,96 °С.

Р_возд = 0,305 ∙ 9,8 ∙ 10⁴ – 0,04 ∙ 9,8 ∙ 10⁴ = 2,6 ∙ 10⁴ Па

Тогда:

м³ /с (1,955 м³ /мин)

Зная объёмную производительность V_возд и остаточное давление Р_бк , по ГОСТ 1867 – 57 подбираем вакуум-насос типа ВВН-3 мощностью на валу N = 6,5 кВт. [1]

5. Расчёт диаметров трубопроводов и подбор штуцеров

Штуцера подбираются по внутреннему диаметру трубопровода. Внутренний диаметр трубопровода круглого сечения рассчитывают по формуле:

(28)

где Q – расход воды, м³ /с; w – скорость движения жидкости, м/с.

Для жидкости при движении самотёком значение скорости выбирается в интервале от 0,5 до 1 м/с, для того чтобы обеспечить близкий к оптимальному диаметр трубопровода. При перекачке жидкости насосами скорость во всасывающих трубопроводах: w = 0,8 – 2,0 м/с; в нагнетательных трубопроводах: w = 1,5 – 3,0 м/с. Для паров при давлении большем чем 0,1 МПа скорость равна: w = 15 – 25 м/с.

Рассчитываем диаметр трубопровода для подачи раствора из ёмкости в теплообменник-подогреватель:

м³ /с

где ρ_н = 1071 кг/м³ – плотность раствора Na₂ SO₄ при 20 °С.

м

По ОСТ 26 – 1404 – 76 (С. 175 [10]) подбираем штуцер с условным проходом D_у = 50 мм, условным давлением Р_у = 0.6 МПа, толщиной стенки S_т = и длиной штуцера H_т : 155; 215.

Рассчитываем диаметр трубопровода для подачи раствора из теплообменника-подогревателя в первый корпус выпарной установки:

м³ /с

w = 0,5 м/с – при движении жидкости самотёком.

м

По ОСТ 26 – 1404 – 76 подбираем штуцер с условным проходом D_у = 100 мм, условным давлением Р_у = 0,6 МПа, толщиной стенки S_т = 5 и длиной штуцера H_т : 155; 215.

Рассчитываем диаметр трубопровода для подачи греющего пара в теплообменник-подогреватель. Расход греющего пара D = 0,83 кг/с.

м³ /с

где ρ_п = 2,1 кг/м³ – плотность греющего пара при 143,5 °С.

м

По ОСТ 26 – 1404 – 76 подбираем штуцер с условным проходом D_у = 200 мм, условным давлением Р_у = 0,6 МПа, толщиной стенки S_т = 6 и длиной штуцера H_т : 160; 220.

Рассчитываем диаметр трубопровода для выхода конденсата из теплообменника-подогревателя:

м³ /с

где ρ_в = 923 кг/м³ – плотность воды при 143,5 °С.

м

По ОСТ 26 – 1404 – 76 подбираем штуцер с условным проходом D_у = 50 мм, условным давлением Р_у = 0,6 МПа, толщиной стенки S_т = 3 и длиной штуцера H_т : 155; 215.

Рассчитываем диаметр трубопровода для выхода конденсата из третьего корпуса выпарной установки:

м³ /с

где ρ_к = 1323 кг/м³ – плотность раствора Na₂ SO₄ в третьем корпусе выпарной установки.

м

По ОСТ 26 – 1404 – 76 подбираем штуцер с условным проходом D_у = 40 мм, условным давлением Р_у = 0,6 МПа, толщиной стенки S_т = 3 и длиной штуцера H_т : 155; 215 [10].

6. Расчёт насоса для подачи исходной смеси

В данной установке необходимо подобрать насос для подачи исходного раствора из ёмкости в теплообменник-подогреватель. Необходимо определить необходимый напор и мощность при заданном расходе жидкости. Далее по этим характеристикам выбираем насос конкретной марки.

а) Выбор трубопровода.

Для всасывающего и нагнетательного трубопровода примем одинаковую скорость течения воды, равную 2 м/с. Тогда диаметр будет определяться по формуле (24):

где Q – расход Na₂ SO₄ , равный Q = G/ρ = 3,333/1071 = 0,31 ∙ 10^-2 м³ /с.

м

Выбираем стальную трубу наружным диаметром 48 мм, толщиной стенки 3 мм. Внутренний диаметр трубы d = 42 мм. Фактическая скорость раствора в трубе:

Примем, что трубопровод стальной, коррозия незначительна.

б) Определение потерь на трение и местные сопротивления.

Находим критерий Рейнольдса:

где ρ = 1071 – плотность раствора Na₂ SO₄ при 20 °С; μ = 0,89 ∙ 10^-3 Па – вязкость раствора Na₂ SO₄ при 20 °С.

То есть режим турбулентный. Абсолютную шероховатость трубопровода принимаем Δ = 2 ∙ 10^-4 м. Тогда относительная шероховатость трубы определяется по формуле:

(29)

В турбулентном потоке различают 3 зоны, для которых коэффициент теплопроводности λ рассчитывают по разным формулам. Получим:

; ;

2100 < Re < 117600 (Re = 113147)

Таким образом, в трубопроводе имеет место смешанное трение, и расчёт λ следует проводить по формуле:

(30)

Подставив, получим:

Вт/(м×К)

Определим сумму коэффициентов местных сопротивлений отдельно для всасывающей и нагнетательной линий.

Для всасывающей линии:

1) Вход в трубу (принимаем с острыми краями): ξ₁ = 0,5.

2) Прямоточные вентили: для d = 0,03 м ξ = 0,85, для d = 0,05 м ξ = 0,79.

Экстраполяцией находим для d = 0,042 м ξ = 0,814. Так как Re < 3 ∙ 10⁵ , следовательно ξ умножаем на коэффициент k = 0,927, получаем ξ₂ = 0,75.

3) Отводы: плавный отвод круглого сечения определяют по формуле: ξ = А ∙ В. Коэффициент А зависит от угла φ, на который изменяется направление потока в отводе: φ = 90 °С, следовательно А = 1. Коэффициент В зависит от отношения радиуса поворота трубы R_о к внутреннему диаметру d: Примем , так как радиус поворота равен шести диаметрам трубы, следовательно В = 0,09. ξ₃ = 1 ∙ 0,09 = 0,09.

Сумма коэффициентов местных сопротивлений во всасывающей линии:

Потерянный напор во всасывающей линии находим по формуле:

(31)

где l и d_э - длина и эквивалентный диаметр трубопровода. Принимаем длину трубопровода на линии всасывания, равной 6 м.

м

Для нагнетательной линии:

1) Отводы под углом 120°: А = 1,17, В = 0,09, ξ₁ = А ∙ В = 1,17 ∙ 0,09 = 0,105.

2) Отводы под углом 90°: ξ₂ = 0,09 (см. выше).

3) Нормальные вентили: для d = 0,04 м ξ = 4,9, для d = 0,08 м ξ = 4,0. принимаем для d = 0,042 м ξ₃ = 4,86.

4) Выход из трубы: ξ₃ = 1.

Сумма коэффициентов местных сопротивлений в нагнетательной линии:

Потерянный напор в нагнетательной линии:

м

Общие потери напора:

м

в) Выбор насоса.

Находим напор насоса по формуле:

(32)

где Р₁ – давление в аппарате, из которого перекачивается жидкость; Р₂ – давление в аппарате, в который подаётся жидкость; Н_г – геометрическая высота подъёма жидкости; h_п – суммарные потери напора во всасывающей и нагнетательной линии. Примем Н_г = 10 м.

м вод. столба

Подобный напор при заданной производительности обеспечивается центробежными насосами. Учитывая, что центробежные насосы широко распространены в промышленности ввиду достаточно высокого к. п. д., компактности и удобства комбинирования с электродвигателями, выбираем для последующего рассмотрения именно эти насосы.

Полезная мощность насоса определяется по формуле:

(33)

где Q – расход; Н – напор насоса (в метрах столба перекачиваемой жидкости).

кВт

Мощность, которую должен развивать электродвигатель насоса на выходном валу при установившемся режиме работы, находится по формуле:

(34)

где η_н и η_пер – коэффициенты полезного действия соответственно насоса и передачи от электродвигателя к насосу.

К. п. д. передачи зависит от способа передачи усилия. В центробежных насосах обычно вал электродвигателя непосредственно соединяется с валом насоса; в этих случаях η_пер ≈ 1. Если к. п. д. насоса неизвестен можно руководствоваться следующими примерными значениями: при малой и средней подаче η_н = 0,4 – 0,7; при большой подаче η_н = 0,7 – 0,9.

Принимая η_пер = 1 и η_н = 0,6 (для центробежного насоса средней производительности), найдем мощность на валу двигателя по формуле:

кВт

По Приложению 1 устанавливаем, что заданным подаче и напору больше всего соответствует центробежный насос марки Х 45/54, для которого в оптимальных условиях работы Q = 1,25 ∙ 10^-2 м³ /с; Н = 42 м; η_н = 0,6. Насос обеспечен электродвигателем АО2 – 62 – 2 номинальной мощностью N_н = 13 кВт, η_дв = 0,88. Частота вращения вала n = 48,3 с^-1 .

г) Определение предельной высоты всасывания.

Рассчитаем запас напора на кавитацию по формуле:

(35)

где n – частота вращения вала.

м

Устанавливая насос в технологической схеме, следует учитывать, что высота всасывания Н_вс не может быть больше следующей величины:

(36)

где Р_t – давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости при температуре 20 °С Р_t = 0,0238 ∙ 9,81 ∙ 10⁴ = 2,35 ∙ 10³ Па. Примем, что атмосферное давление равно Р₁ = 10⁵ Па, а диаметр всасывающего патрубка равен диаметру трубопровода.

м

Таким образом, насос может быть установлен на высоте 4,5 м над уровнем жидкости в ёмкости. [1]

7. Расчёт теплообменника-подогревателя

Необходимо рассчитать и подобрать нормализованный вариант конструкции кожухотрубчатого испарителя с получением G₂ = 0,83 кг/с паров водного раствора Na₂ SO_{4 w} , кипящего при небольшом избыточном давлении и температуре t₂ = 125,26 °С. Na₂ SO₄ имеет следующие физико-химические характеристики:

ρ₂ = 1071 кг/м³ ;

ρ_п = 1,243 кг/м³ ;

μ₂ = 0,26 ∙ 10^-3 Па ∙ с;

λ₂ = 0,342 Вт/(м ∙ К);

σ₂ = 0,0766 Н/м;

с₂ = 3855 Дж/(кг ∙ К);

r₂ = 2198 ∙ 10³ Дж/кг

В качестве теплоносителя будет использован насыщенный водяной пар давлением 0,4 МПа. Удельная теплота конденсации r₁ = 2135 ∙ 10³ Дж/кг, t₁ = 143,5 °С. Физико-химические характеристики конденсата при температуре конденсации: ρ₁ = 923 кг/м³ ; μ₁ = 0,192 ∙ 10^-3 Па ∙ с; λ₁ = 0,685 Вт/(м ∙ К).

Для определения коэффициента теплоотдачи от пара, конденсирующегося на наружной поверхности труб высотой Н, используем формулу:

(37)

где для вертикальных поверхностей а = 1,21 м, l = Н м.

Коэффициент теплоотдачи к кипящей в трубах жидкости определим по формуле:

Для определения поверхности теплопередачи и выбора конкретного варианта конструкции теплообменного аппарата необходимо определить коэффициент теплопередачи. Его можно рассчитать с помощью уравнения аддитивности термических сопротивлений на пути теплового потока:

Подставляя сюда выражения для α₁ и α₂ можно получить одно уравнение относительно неизвестного удельного теплового потока:

(38)

Решив это уравнение относительно q каким-либо численным или графическим методом, можно определить требуемую поверхность .

1) Определение тепловой нагрузки аппарата:

Q = G ∙ r(39)

Уравнение справедливо при конденсации насыщенных паров без охлаждения конденсата и при кипении.

Q = 0,83 2198 10³ = 1824340 Вт

2) Определение расхода греющего пара из уравнения теплового баланса:

кг/с

3) Средняя разность температур:

Δt_ср = 143,5 – 125,26 = 18,24 °С

4) В соответствии с Приложением 2 примем ориентировочное значение коэффициента теплопередачи К_ор = 800 Вт/(м² ∙ К). Тогда ориентировочное значение требуемой поверхности составит:

м²

В соответствии с Приложением 3, поверхность, близкую к ориентировочной могут иметь теплообменники с высотой труб Н = 4,0 м и диаметром кожуха D = 800 мм (F = 127 м² ) или с высотой труб Н = 6,0 м и диаметром кожуха D = 600 мм (F = 126 м² ).

5) Уточнённый расчёт поверхности теплопередачи.

Примем в качестве первого варианта теплообменник с высотой труб Н = 4,0 м, диаметром кожуха D = 1000 мм и поверхностью теплопередачи F = 127 м² . Выполним его уточнённый расчёт, решив уравнение (34).

В качестве первого приближения примем ориентировочное значение удельной тепловой нагрузки:

Вт/м²

Для определения f(q₁ ) необходимо рассчитать коэффициенты А и В:

Толщина труб 2,0 мм, материал – нержавеющая сталь; λ_ст = 17,5 Вт/(м ∙ К). Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений (термическим сопротивлением со стороны греющего пара можно пренебречь) равна:

м² ∙ К/Вт

Тогда

Примем второе значение q₂ = 20000 Вт/м² получим:

Третье, уточнённое значение q₃ , определим в точке пересечения с осью абсцисс хорды, проведённой из точки 1 в точку 2 на графике зависимости f(q) от q:

(40)

Получим

Вт/м²

Такую точность определения корня уравнения (34) можно считать достаточной, и q = 20235,4 Вт/м² можно считать истинной удельной тепловой нагрузкой. Тогда требуемая поверхность составит:

м²

В выбранном теплообменнике запас поверхности составит:

%

Масса аппарата: М₁ = 3950 кг (см. Приложение 4).

Вариант 2. рассчитаем также теплообменник с высотой труб 6,0 м, диаметром кожуха 600 мм и номинальной поверхностью 126 м² .

Для этого уточним значение коэффициента В:

Пусть Вт/м² .

Тогда

Пусть q₂ = 25000 Вт/м² .

Тогда

Получим

Вт/м²

Требуемая поверхность: м²

В выбранном теплообменнике запас поверхности составляет:

%

Масса аппарата: М₂ = 3130 кг (см. Приложение 4).

У последнего аппарата масса значительно меньше, поэтому выбираем его.

Критическую удельную тепловую нагрузку, при которой пузырьковое кипение переходит в плёночное, а коэффициент теплоотдачи принимает максимальное значение, можно оценить по формуле, справедливой для кипения в большом объёме:

(41)

кВт/м²

Следовательно, в рассчитанных аппаратах режим кипения будет пузырьковым. Коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи в выбранном варианте соответственно равны:

Вт/(м² ∙ К)

Вт/(м² ∙ К)

Вт/(м² ∙ К)

Таким образом, был выбран теплообменник-испаритель со следующими характеристиками [1]:

Таблица 18Характеристики теплообменника-испарителя

8. Расчёт вспомогательного оборудования выпарной установки

8.1 Расчёт конденсатоотводчиков

Для отвода конденсата, образующегося при работе теплообменных аппаратов, в зависимости от давления пара, применяют различные виды устройств. При давлении на выходе не менее 0,1 МПа и противодавлении не более 50 % давления на выходе устойчиво работают термодинамические конденсатоотводчики. При начальном давлении не менее 0,06 Мпа рекомендуется устанавливать конденсатоотводчики поплавковые муфтовые, которые надёжно работают при перепаде давления более 0,05 МПа при постоянном и переменных режимах расходования пара. При ∆Р от 0,03 до 1,3 МПа для автоматического удаления конденсата из различных пароприемников пригодны конденсационные горшки с открытым поплавком. При давлении пара до 0,03 МПа для отвода конденсата могут применяться гидравлические затворы (петли).

8.1.1 Расчёт конденсатоотводчиков для первого корпуса выпарной установки

Из условия видно, что Р_г = 0,4 МПа, значит, применим термодинамические конденсатоотводчики.

1) Расчётное количество конденсата после выпарного аппарата:

G = 1,2 ∙ G_г = 1,2 ∙ 0,83 = 0,996 кг/с или 3,59 т/ч.

2) Давление пара перед конденсатоотводчиком.

P = 0,95 ∙ P_г = 0,95 ∙ 0,4 = 0,38 МПа или 3,87 атм.

3) Давление пара после конденсатоотводчика.

P’ = 0,01 МПа или 0,1 атм, т.к. у нас свободный слив конденсата.

4) Условная пропускная способность K∙V_y .

(42)

∆P = P – P’ = 0,38 – 0,01 = 0,379 МПа или 3,77 атм.

Тогда:

т/ч

Подходящей условной пропускной способностью конденсатоотводчика 45ч12нж является 0,9 т/ч, поэтому установим 4 конденсатоотводчика с такой пропускной способностью.

Размеры данного конденсатоотводчика: D_y = 25 мм, L = 100 мм, L₁ = 12 мм, H_max = 53 мм, Н₁ = 30 мм, S = 40мм, S₁ = 21 мм, D₀ = 60 мм.

8.1.2 Расчёт конденсатоотводчиков для второго корпуса выпарной установки

Давление греющего пара во втором корпусе – 0,277 МПа, значит, используем термодинамические конденсатоотводчики.

1) Расчётное количество конденсата после выпарного аппарата:

G = 1,2 ∙ G_г = 1,2 ∙ 0,63 = 0,756 кг/с или 2,72 т/ч.

2) Давление пара перед конденсатоотводчиком.

P = 0,95 ∙ P_г = 0,95 ∙ 0,277 = 0,263 МПа или 2,682 атм.

3) Давление пара после конденсатоотводчика.

P’ = 0,01 МПа или 0,1 атм, т.к. у нас свободный слив конденсата.

4) Условная пропускная способность K∙V_y .

∆P = P – P’ = 0,263 – 0,01 = 0,253 МПа или 2,582 атм.

Тогда: т/ч

Подходящей условной пропускной способностью конденсатоотводчика 45ч12нж является 0,9 т/ч, поэтому установим 4 конденсатоотводчика с такой пропускной способностью.

8.1.3 Расчёт конденсатоотводчиков для третьего корпуса выпарной установки

Давление греющего пара во втором корпусе – 0,094 МПа, значит используем поплавковый муфтовый конденсатоотводчик.

1) Расчётное количество конденсата после выпарного аппарата.

G = 1,2 ∙ G_г = 1,2 ∙ 0,43 = 0,52 кг/с или 1,86 т/ч.

2) Давление пара перед конденсатоотводчиком.

P = 0,95 ∙ P_г = 0,95 ∙ 0,153 = 0,145 МПа или 1,48 атм.

3) Давление пара после конденсатоотводчика.

P’ = 0,01 МПа или 0,1 атм, т.к. у нас свободный слив конденсата.

4) Перепад давления на конденсатоотводчике.

∆P = P – P’ = 0,153 – 0,01 = 0,143 МПа или 1,38 атм.

5)Условная пропускная способность K∙V_y .

=> (43)

ρ = 1323 кг/м³ или 1,323 г/см³ .

т/ч

Выбираем конденсатоотводчик типа 45ч12нж с KV = 0,9 т/ч – 4 шт.

Размеры данного конденсатоотводчика: D_y = 25 мм, L = 100 мм, L₁ = 12 мм, H_max = 53 мм, Н₁ = 30 мм, S = 40мм, S₁ = 21 мм, D₀ = 60 мм.

8.2 Расчёт ёмкостей

Необходимо рассчитать две ёмкости: для начального и упаренного раствора.

Вычислим объём ёмкости для исходного (начального) раствора.

(44)

где τ – время, τ = 4 часа; ρ – начальная плотность Na₂ SO₄ при 20 °С, ρ = 1071 кг/м³ .

м³

По ГОСТ 9931 – 79 (С. 334 [10]) выбираем ёмкость ГЭЭ, исполнение 2 – горизонтальная с эллиптическим днищем и крышкой. V = 63 м³ , D_в = 3000 мм; l = 7920 мм; F_в = 94,1 м² .

Рассчитаем ёмкость для упаренного раствора:

(45)

кг/ч

м³

По ГОСТ 9931 – 79 выбираем ёмкость ГЭЭ, исполнение 2 – горизонтальная с эллиптическим днищем и крышкой. V = 12,5 м³ , D_в = 1800 мм; l = 4315 мм; F_в = 31,4 м² .

Ёмкости выбираются из расчёта 4 часа непрерывной работы при отсутствии поступления раствора + 20 % – запас на переполнение ёмкости.

9. Механические расчёты основных узлов и деталей выпарного аппарата

Одним из определяющих параметров при расчётах на прочность узлов и деталей химических аппаратов, работающих под избыточным давлением, является давление среды в аппарате. Расчёт аппарата на прочность производится для рабочего давления при нормальном протекании технологического процесса.

Другим важным параметром при расчёте на прочность узлов и деталей является их температура. При температуре среды в аппарате ниже 250 °С расчётная температура стенки и деталей принимается равной максимально возможной при эксплуатации температуре среды.

Расчёту на прочность предшествует выбор конструкционного материала в зависимости от необходимой химической стойкости, требуемой прочности, дефицитности и стоимости материала и других факторов. Прочностные характеристики конструкционного материала при расчётной температуре определяются допускаемыми напряжениями в узлах и деталях.

Разрушающее действие среды на материал учитывается введением прибавки С_к к номинальной толщине детали:

С_к = П ∙ τ_а = 10 ∙ 0,1 = 1 мм (46)

где τ_а – амортизационный срок службы аппарата (можно принять τ_а = 10 лет); П – коррозионная проницаемость, мм/год. При отсутствии данных о проницаемости принимают П = 0,1 мм/год.

9.1 Расчёт толщины обечаек

Главным составным элементом корпуса выпарного аппарата является обечайка. В химическом аппаратостроении наиболее распространены цилиндрические обечайки, отличающиеся простотой изготовления, рациональным расходом материала и достаточной прочностью. Цилиндрические обечайки из стали, сплавов из основы цветных металлов и других пластичных материалов при избыточном давлении среды в аппарате до 10 МПа изготовляют вальцовкой листов с последующей сваркой стыков.

Необходимо определить толщину стенки сварной цилиндрической обечайки корпуса выпарного аппарата, работающего под внутренним избыточным давлением Р = 0,6 МПа, при следующих данных: материал обечайки – сталь марки Х18Н10Т, проницаемость П ≤ 0,1 мм/год, запас на коррозию С_к = 1 мм; среда – насыщенный водяной пар при абсолютном давлении 0,4 МПа и температуре 143,5 °С. Внутренний диаметр обечайки D_в = 1,8 м, отверстия в обечайке укреплённые, сварной шов стыковой двухсторонний (φ_ш = 0,95). Допускаемое напряжение для стали марки 12Х18Н9Т при 150 °С определим по графику: σ_д = 236 МН/м² .

Толщина обечайки с учётом запаса на коррозию и округлением рассчитывается по формуле:

(47)

где D – наружный или внутренний диаметр обечайки, м; σ_д – допускаемое напряжение на растяжение для материала обечайки, МН/м² . Коэффициент φ учитывает ослабление обечайки из-за сварного шва и наличия неукреплённых отверстий. При отсутствии неукреплённых отверстий φ = φ_ш , причём для стальных обечаек принимают φ_ш =0,7 – 1,0, в зависимости от типа сварного шва. Прибавка толщины с учётом коррозии С_к определяется формулой (41), а полученное суммарное значение толщины округляется до ближайшего нормализованного значения добавлением С_окр .

м (48)

Границей применимости формулы (42) является условие:

(49)

То есть условие выполняется.

Допускаемое избыточное давление в обечайке можно определить из формулы (42):

МПа [1].

9.2 Расчёт толщины днищ

Составными элементами корпусов выпарных аппаратов являются днища, которые обычно изготовляются из того же материала, что и обечайки, и привариваются к ней. Днище неразъёмно ограничивает корпус вертикального аппарата снизу и сверху. Форма днища может быть эллиптической, сферической, конической и плоской. Наиболее рациональной формой днищ для цилиндрических аппаратов является эллиптическая. Эллиптические днища изготовляются из листового проката штамповкой и могут использоваться в аппаратах с избыточным давлением до 10 МПа толщину стандартных эллиптических днищ, работающих под внутренним избыточным давлением Р, рассчитывают по формуле (42), которая справедлива при условии:

(50)

Необходимо определить толщину стенки верхнего стандартного отбортованного эллиптического днища для обечайки выпарного аппарата, рассчитанной выше. Днище сварное (φ_ш = 0,95); в нём имеется центрально расположенное неукреплённое отверстие d_о = 0,2 м. Коэффициент ослабления днища отверстием определяется по формуле:

(51)

Поскольку φ_о < φ_ш , примем φ = φ_о = 0,889.

Толщина днища равна:

м

То есть условие выполняется.

Конические днища применяют в тех случаях, когда это обусловлено технологическим процессом, исключающим применение эллиптических или плоских днищ, например, при необходимости непрерывного или периодического удаления вязких жидкостей, суспензий, сыпучих или кусковых материалов через нижний штуцер. Угол конуса при вершине в днищах обычно принимают равным 60° или 90°.

Расчёт нижнего конического днища с торроидальным переходом (отбортовкой), нагруженных внутренним избыточным давлением, рассчитывают по формуле:

(52)

Угол α = 45° - половина угла при вершине конуса cosα = 0,71.

м

Эта формула справедлива при условии:

(53)

, , следовательно условие выполняется.

Допускаемое избыточное давление для конических днищ определяется из формулы (46):

МПа [1].

9.3 Определение фланцевых соединений и крышек

Среди разъёмных неподвижных соединений в химическом аппаратостроении наибольшее распространение получили фланцевые соединения. При конструирования аппаратов следует применять стандартные и нормализованные фланцы, например, по ГОСТ 12815 – 67 – ГОСТ 12839 – 67, ГОСТ 1233 – 67 – ГОСТ 1235 – 67. Конструкция фланцевого соединения принимается в зависимости от рабочих параметров аппарата: при давлении Р ≤ 2,5 МПа, температуре t ≤ 300 °С и числе циклов нагружения за время эксплуатации до 2000 применяются плоские приварные фланцы. Во фланцевых соединениях при Р ≤ 2,5 МПа, t ≤ 300 °С применяются болты.

Таблица 19Основные размеры фланцевого соединения [10]

Болты подбираются по ГОСТ 7798 – 70 из стали 12Х18Н10Т [10].

9.4 Расчет аппарата на ветровую нагрузку

Расчетом проверяется прочность и устойчивость аппарата, устанавливаемого на открытой площадке при действии на него ветра. В частности, определяются размеры наиболее ответственного узла аппарата - опоры и фундаментных болтов, которыми крепится опора к фундаменту.

При отношении высоты аппарата к его диаметру H/D >5 (H/D=6,4) аппараты оснащают цилиндрическими или коническими юбочными опорами.

Аппарат по высоте условно разбивается на участки — произвольно, но не более чем через 10 м. Сила тяжести каждого участка принимается сосредоточенной в середине участка. Ветровая нагрузка, равномерно распределенная по высоте аппарата, заменяется сосредоточенными силами, приложенными в тех же точках, что и сила тяжести участков.

Рис. 12 Схема разбивки аппарата на участки при расчете его на ветровуюнагрузку.

Нормативный скоростной напор ветра q₀ на высоте от поверхности земли до x=10 м для разных географических районов России различен, он принимается по таблице 7, наш город находиться в районе 2.

Для высот более 10 м нормативный скоростной напор принимается с поправочным коэффициентом θ, величина которого определяется по графику на рис. 7.

Рис.7 График для определения поправочного коэффициента на увеличение скоростного напора ветра для высот более 10.

Таблица 20Нормативный скоростной напор ветра q₀ на высоте от поверхности земли до 10 м для разных географических районов Росси по ОН 26-01 -13- 65/Н1039–65

Т.к. высота аппарата 13 м , то разбиваем её на 4 равных уровня по 3,25 м и определяем скоростной напор на каждом из них по формуле:

q= θ· q₀ ·К (54)

где К – аэродинамический коэффициент (для цилиндрического корпуса К=0,6).

при x₁ =3,25 м => ₁ q= θ₁ · q₀ ·К =1·300∙0,6=180 Па;

при x₂ =6,5 м => q₂ = θ₂ · q₀ ·К =300·0,6=180 Па;

при x₃ =9,75 м => q₃ =θ₃ ·q₀ ·К =1·300·0,6=180Па;

при x₄ =13 м => q₄ =θ₄ · q₀ ·К =1,1·300·0,6=198Па.

Кроме учета изменения нормативного скоростного напора ветра в зависимости от высоты аппарата при расчете на ветровую нагрузку, учитываются также динамическое воздействие на аппарат возможных порывов ветра, колебания аппарата и явления резонанса, возникающего в том случае, когда при определенных скоростях ветра частота порывов его совпадает с частотой собственных колебаний аппарата. Для этого при определении расчетной нагрузки от ветра вводится коэффициент увеличения скоростного напора:

(55)

где – коэффициент динамичности, определяемый по графику на рис.8, – коэффициент пульсации скоростного напора ветра, определяемый по графику на рис. 9.

Рис. 8. График для определения коэффициента динамичности

Период собственных колебаний аппарата Т в секундах определяется по формуле:

, (56)

где Н – высота аппарат, м; Е^t – модуль нормальной упругости материала корпуса аппарата при рабочей температуре, МПа; Е^t =2,00·10⁵ МПа; J – момент инерции верхнего поперечного сечения корпуса аппарата относительно центральной оси, м⁴ ; g – ускорение силы тяжести, м/с² ; G – сила тяжести всего аппарата, МН.

Рис. 9. График для определения коэффициента пульсации скоростного напора ветра.

(57)

где плотность материала стали ρ_Х18Н10Т = 7880 кг/м³ .

Подставляем найденные значения:

Тогда =1,5 по графику.

Далее находим:

;

;

;

.

Далее определяем силу, действующую на i-й участок аппарата от ветрового напора:

(58)

;

;

;

.

Далее определяем изгибающий момент от ветровой нагрузки относительно основания аппарата:

Изгибающий момент от действия ветровой нагрузки на одну площадку, расположенную на высоте х_i - от основания аппарата, М_{в ni} определяется по формуле

(59)

где x_ni – расстояние от низа i-ouплощадки до основания аппарата в м; – сумма проекции всех элементов площадки, расположенных вне зоны аэродинамической тени на вертикальную плоскость в м² :

;

;

где n – число площадок.

Общий изгибающий момент от ветровой нагрузки найдем по формуле:

9.5 Расчёт опор аппарата

Расчет опор [9, 10], предназначенных для цилиндрических колонных аппаратов производят исходя из ветровой и сейсмической нагрузок. В таких опорах расчётом определяются: размеры рёбер, сварные или паянные швы и местные напряжения в цилиндрических стенках аппарата в местах присоединения к ним опор.

Отношение вылета к высоте ребра l/h рекомендуется принимать равным 0,5.

Расчётная толщина ребра определяется по формуле:

(48)

где G – максимальный вес аппарата, МН (обычно бывает во время испытания, когда аппарат заполнен водой); n – число лап (не менее двух); z- число рёбер в одной лапе (1 или 2); σ_с.д – допускаемое напряжение на сжатие (можно принять равным 100 МН/м² ); l – вылет опоры, м. Значение коэффициента k рекомендуется предварительно принять k = 0,6. Если при этом δ получится не менее l/13, то расчётная величина δ является окончательной. В противном случае значение коэффициента k необходимо уменьшить с пересчётом толщины δ и последующей проверкой l/δ по графику.

Определим основные размеры опоры (лапы) для вертикального цилиндрического аппарата, подвешенного на четырёх лапах по следующим данным: максимальный вес аппарата G = 0,085 МН, число лап n = 4; конструкция лап – двухрёберная, z = 2; вылет лапы l = 0,2 м; С_к = 1 мм; диаметр корпуса D_в = 1,8 м.

Пренебрегаем отношением вылета лапы к высоте ребра l/h = 0,5.

Тогда м.

Толщину ребра определим по формуле (48):

м

Отношение > δ = 0,004, поэтому уменьшаем значение k до 0,27, при котором по графику .

Пересчитываем δ:

м > м.

Принимаем толщину ребра δ = 10 мм.

Общая длина сварного шва определяется по формуле:

м (49)

Прочность сварного шва проверим по формуле:

(50)

где L_ш – общая длина сварных швов, м; h_ш – катет сварного шва, h_ш = 0,008 м; τ_ш.с. – допускаемое напряжение материала на срез, τ_ш.с. = 80 МН/м² .

То есть прочность обеспечена.

Определим опоры аппарата. При определении нагрузки на подвесную опорную лапу все действующие на аппарат нагрузки приводят к осевой силе Р, определяемой максимальным весом аппарата при эксплуатации или при гидравлических испытаниях, и моменту М, зависящему от конструкции аппарата, и т. д. При учебных расчётах момент М можно принять равным нулю. Нагрузку на одну опору рассчитывают по соотношению:

(51)

Если М = 0, следовательно , значит ,

где λ₁ – коэффициент, зависящий от числа опор z. Примем z = 4, значит λ₁ = 2.

Рассчитаем осевую силу Р = m ∙ g. Масса аппарата при гидравлических испытаниях равна:

m = m_ап + m_воды (52)

m_ап = 8500 кг; m_воды = V ∙ ρ, где V = ΣV_сост.ч. .

Зная технические характеристики аппарата найдём:

м³

м³

V = 3,14 + 20,57 + 2,88 = 26,59 м³

m_воды = V ∙ ρ = 26,59 ∙ 1000 = 26590 кг

m = 13000 + 26590 = 39590 кг

Р = m ∙ g = 39590 ∙ 9,81 = 388378 Н

кН

По ОСТ 26 – 665 – 79 [10] выбираем опору (тип 2) со следующими характеристиками:

Заключение

Целью данного курсового проекта являлся расчет выпарной установки непрерывного действия для выпаривания растворяя сульфата натрия от начальной концентрации соли 6 % (масс.) до конечной концентрации 30% (масс.).

В ходе проектирования произведены следующие расчеты: составление и описание технологической схемы выпарной установки, расчет основного аппарата, подбор вспомогательного оборудования (теплообменной и насосной аппаратуры), а также был произведен расчет на прочность.

Маркировку выбранного оборудования сведем в таблицу 21.

Таблица 21Маркировка оборудования

Произведенный анализ работы показал, что основной процесс теплопередачи сосредоточен в греющей камере выпарного аппарата. Интенсивность теплопередачи повышается в аппаратах с вынесенной циркуляционной трубой, т. к. раствор в ней не кипит и парожидкостная смесь не образуется. В них, по сравнению с аппаратами с центральной циркуляционной трубой, кратность циркуляции и коэффициент теплоотдачи выше. Еще большей эффективности можно добиться, используя аппараты с вынесенной греющей камерой. В них вследствие увеличенного гидростатического столба жидкости раствор кипит не в греющих трубах, а в трубе вскипания из-за перехода в зону пониженного гидростатического давления. Таким образом, уменьшается отложение накипи на теплообменной поверхности греющих труб и увеличивается коэффициент теплопередачи.

В итоге был получен следующий результат: выпарной аппарат с естественной циркуляцией и вынесенной греющей камерой общей высотой 13 м, диаметром сепаратора 1,8 м и диаметром греющей камеры 1 м.

Библиографический список

1. Дытнерский, Ю. И. Основные процессы и аппараты химической технологии. Пособие по проектированию [текст] / Ю. И. Дытнерский, – М.: Химия, 1983, 270 с.

2. Павлов, К. Ф. Примеры и задачи по курсу процессы и аппараты химической технологии [текст] / К. Ф. Павлов, П. Г. Романков, А. А. Носков, – М.: Химия, 1970, 624 с.

3. Справочник химика, т III, М.: Химия, 1964, 1008 с.

4. Справочник химика, т V, М.: Химия, 1968, 976 с.

5. Воробьёва, Г. Я. Коррозионная стойкость материалов в агрессивных средах химических производств [текст] / Г. Я. Воробьёва, М.: Химия, 1975, 816 с.

6. Касаткин, А. Г. Основные процессы и аппараты химической технологии [текст] / А. Г. Касаткин, М.: Химия, 1973, 750 с.

7. Викторов, М. М. Методы вычисления физико-химических величин и прикладные расчёты [текст] / М. М. Викторов, Л.: Химия, 1977, 360 с.

8. Каталог УКРНИИХИММАШа. Выпарные аппараты вертикальные трубчатые общего назначения. М.: ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1979, 38 с.

9. Лащинский, А. А. Основы конструирования и расчёта химической аппаратуры [текст] / А. А. Лащинский, А. Р. Толчинский, Л.: Машиностроение, 1970, 752 с.

10. Лащинский, А. А. Конструирование сварочных химических аппаратов [текст] / А. А. Лащинский, Л.: Машиностроение, 1981, 382 с.

Приложения

Приложение 1

Основные характеристики центробежных насосов, используемых в химической промышленности