Выпарной аппарат

 

(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 Na₂SO_4w, кипящего при небольшом избыточном давлении и температуре t₂ = 125,26 °С. Na₂SO₄ 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: