Расчёт многокорпусной выпарной установки (стр. 10 из 14)

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 Na₂SO₄ при 20 °С.

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.

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.

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.

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 Na₂SO₄ в третьем корпусе выпарной установки.

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 Na₂SO₄, равный Q = G/ρ = 3,333/1071 = 0,31 ∙ 10^-2 м³/с.

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 Na₂SO₄ при 20 °С; μ = 0,89 ∙ 10^-3 Па – вязкость раствора Na₂SO₄ 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.

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:

Общие потери напора:

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.