Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

l´ = 25,5 / 3,14*0,035*10*6 = 25,5/6,594 = 3,9 м.

1. Расход пара на подогрев продукта составляет:

G_п = Q / (ι″ - ι′) * x, кг/ч,

где x – сухость водяного пара.

G_п = 1248,5 / (2707-504,8)*0,9 = 0,63 кг/с.

1. Число отверстий под трубки в трубной доске:

N₀ = Z_м*n,

N₀ = 10*6 = 60 отверстий.

1. Число труб, размещенных на диаметре трубной решетки (наибольшей диагонали шестиугольника):

n_d = ³√ (4F_р / 3t*f*β),

где β – отношение высоты или длины теплообменника к его диаметру:

β = Н/D = L/D, β = 3-5, примем β = 3;

t- шаг размещения трубок, м.

n_d = ³√ 4*25,5 / 3*0,044*0,144 = ³√ 5368 = 17,51 ≈18.

1. Внутренний диаметр корпуса:

D_в = N₀* d_н,

D_в = 60*0,035 = 2,1 м.

Пусть трубки на трубной решетки закреплены сваркой, тогда t = 1,25d_н,

t = 1,25*0,035 = 0,044 м.

f – поверхность одного метра трубы принятого диаметра, м²:

f = 2πr(r+h)/3 = 2*3,14*0,0175*(0,0175+3,9)/3 = 0,144.

1. Внутренние диаметры кожухов, изготовленных сваркой, рекомендуется принимать от 400 до 3000 мм через каждые 200 мм. Если корпус выполняется из труб, то наружный диаметр выбирают равным 159, 273 или 325 мм. Пусть внутренний диаметр кожуха равен 3000 мм = 3 м, а наружный корпуса – 325 мм = 3,25 м.

2. Общее число труб, размещаемых в пределах правильного шестиугольника,

n = 0,75(n_d² – 1) + 1,

n = 0,75*(18² - 1) + 1 = 243,25 ≈ 244.

1. Диаметр трубной решетки или внутренний диаметр кожуха теплообменника для многоходового теплообменника:

D_вн = 1,1t √ n/η, где η = от 0,6 до 0,7.

D_вн = 1,1*0,044*√ 244/0,6 = 0,05*20,14 = 1,007 м

1. Полная высота теплообменника, м:

Н = l + 2δ +2h,

где δ – толщина трубной решетки, м; h – высота предтрубной камеры, м; конструктивно принимают от 200 до 400 мм, примем h = 300 мм = 0,3м.

Н = 3,9 + 2*1,26*10^-3 + 2*0,3 = 3,9 + 2,52*10^-3 + 0,6 = 4,5 м.

1. Число ходов в межтрубном пространстве:

Ζ_мтр = 0,785[(D_вн – nd_н²)ρω_мтр] / G_мтр,

где S_мтр – проходное сечение межтрубного пространства кожухотрубного аппарата (без перегородок), м²:

S_мтр = 0,785(D_вн² – nd_н²),

S_мтр = 0,785( 1,007² – 244*0,035²) = 0,56 м²,

S – живое сечение прохода теплоносителя, м²:

S = G/ωρ,

S = 3,36/0,68*1014 = 0,005 м².

h = 0,56 / 1,007*(1 – 0,035/0,005) = 0,093 м = 93 мм.

Ζмтр = 0,785[(2,12 – 244*0,0352)1014*0,68] / 3,36 = 0,785*2834,62/3,36 = 662.

23. Расстояние между сегментными перегородками межтрубного пространства:

h = Sмтр/[D(1 – dн/S)],

2. Гидравлический расчет

Гидравлический расчет выполняется для определения потерь давления и затрат энергии на преодоление этих потерь.

1. Общие потери давления определяются:

ΔΡ = ΔΡ_тр + ΔΡ_мс

или напора

h_п = h_тр + h_мс, где

ΔΡ_тр (h_тр ) – потери давления (напора) на преодоление сопротивлений трения при движении теплоносителей через каналы установки,

ΔΡ_мс (h_мс) – потери давления (напора) на преодоление местных сопротивлеий.

2. Конечное уравнение для расчета потерь давления (напора) имеет вид:

ΔΡ_общ = ΔΡ_тр + ΔΡ + ΔΡ_г,

Н_общ = h_тр + h_а + h_г,

где

ΔΡ_тр (h_тр) – потери давления (напора) а проводящих и отводящих трубопроводах, Па, мм вод. Ст.;

ΔΡ (h_а) – потери давления (напора) в теплообменнике, Па, мм вод. ст.;

ΔΡ_г – потери давления при подъеме жидкости на высоту h_г, Па.

ΔΡ_тр = λ*l/d_э*ρω²/2,

ΔΡ_тр = 0,295*(3,9/3,9)*(1014*0,68²)/2 = 69,160 Па = 0,069 кПа, где

λ – коэффициент трения, значение которого зависит от режима течения среды и от относительной шероховатости канала, при турбулентном режиме (Re = 22368) определяют зону трения:

e = Δ/d_э = 0,02*10^-3/3,9 = 0,005*10^-3 – относительная шероховатость стенок трубы (канала),

Δ – абсолютная шероховатость, м, для новых чистых стальных бесшовных труб Δ = 0,01-0,02 мм = 0,02*10^-3 м, примем Δ = 0,02*10^-3 м.

e = 0,02*10^-3/3,9 = 0,05*10^-3,

560/e = 560/0,05*10^-3 = 11200 автомодельная зона трения =>

λ = 1,1*(0,005*10^-3)^0,25 = 1,1*0,268*10^0,75 = 0,295

ΔΡ = (λ*l/d_э + Σξ)*ρω²/2, где

Σξ – суммарный коэффициент местных сопротивлений,

Σξ = 0,2+1,0+1,0+1,0+1,5 = 4,7.

ΔΡ = (0,295*3,9/3,9 + 4,7)*1014*0,68²/2 = 1171,03 Па = 1,17 кПа,

ΔΡ_г = ρgh_г,

ΔΡ_г = 1014*9,81*3,9 = 38794,63 Па = 38,794 кПа.

ΔΡ_общ = 0,069 + 1,17 + 38,794 = 40,033 кПа = 40033 Па.

3. Мощность, затрачиваемая на перемещение продукта, или мощность на валу насоса:

N_н = G*ΔΡ_общ/ρη, где

η – КПД насоса, примем η = 0,6.

N_н = 3,36*40033/1014*0,6 = 221,09 Вт = 0,22 кВт.

4. Мощность электродвигателя, кВт:

N_дв = N_н*10^-3 * η_дв*η_п, где

η_дв – КПД двигателя,

η_п – КПД передачи от двигателя к насосу, пусть η_п = 0,8.

N_дв = 221,09*10^-3/0,8*0,6 = 0,46 кВт.

На основе проведенных расчетов подбираем консольный насос марки ХМ2/25 n = 2900 об/мин и электродвигатель для него тип 4А71В2 мощностью 1,1 кВт.

3. Расчет тепловой изоляции

Любое нагретое тело теряет тепло в окружающую среду, что существенно увеличивает затраты на данный процесс. Для снижения этих затрат и соблюдения требований техники безопасности используют тепловую изоляцию.

Температура на поверхности изоляции из условий безопасности работы t_из = 45^°С.

Температура окружающей среды:

t₀ = 20^°С.

Толщина тепловой изоляции:

δ_из = λ_из*(t_ст1 – t_из) / α₀*( t_из – t₀),где

t_ст1 = 130^°С,

δ_из = 0,082*(130-45) / 11,49*(45-20) = 6,97/287,25 = 0,024 м = 24 мм.

Примем в качестве теплоизоляционного материала пеностекло (предельная температура использования 300^°С): λ_из = 0,082 Вт/(м²*К).

Так как термическое сопротивление теплоотдачи от горячего теплоносителя изолируемой поверхности, а также термическое сопротивление этой поверхности очень малы по сравнению с термическим сопротивлением изоляции, то удельный тепловой поток можно рассчитать:

q = α₀*(t_из – t₀),

где

α₀ – суммарный коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности аппарата к воздуху, Вт/(м²*К),

α₀ = 9,74 + 0,07*( t_из – t₀) = 9,74 + 0,07*(45-20) = 11,49 Вт/(м²*К),

q = 11,49*(45-20) = 287,25 Вт/м².

4. Механический расчет

Корпус теплообменного аппарата выполняется сварным, из листовой стали 20К. Тогда допускаемое напряжение в зависимости от температуры стенки выбираем [σ]^* = 139 Мпа.

Расчет толщины стенок на внутренне давление:

Толщина стенки при расчете на внутреннее давление проверяется по формуле:

δ = (Р*D/2[σ]_доп*φ) + С, где

δ – толщина стенки корпуса, м;

Р – внутреннее избыточное давление в корпусе, МПа;

D – внутренний диаметр корпуса, м;

[σ]_доп – допускаемое напряжение, МПа, [σ]_доп = [σ]*η = 139*0,9 = 125,1 МПа,

η – коэффициент, учитывающий конструкцию и условия работы аппарата, η = 0,9 для сосудов, обогреваемых топочными газами [4];

φ – коэффициент прочности сварного шва, для односторонней сварки

φ = 0,65;

С – поправка на коррозию, овальность и т. д., С = 0,003 м. [4]

δ = 0,22*2,1/2*125,1*0,65 + 0,001 = 0,462/162,63 + 0,003 = 0,0058 м = 5,8 мм.

Расчет толщины стенок на наружное давление:

Толщина стенок на наружное давление при разрежении в аппарате:

δ = (Р_н*D_н/2*[σ]_с*φ) + С,

где Р_н – наружное избыточное давление, МПа;

D_н – наружный диаметр цилиндра, м;

[σ]_с – допускаемое напряжение на сжатие,

МПа, [σ]_с=[σ]_доп=125,1 МПа;

С – конструктивная прибавка, С = 0,003 м. [4].

δ = 0,1*0,325/2*125,1*0,65 + 0,001 = 0,0325/162,63 + 0,003 = 0,0032 м =

=3,2 мм.

Расчет толщины трубных решеток:

Толщина трубных решеток выбирается в зависимости от диаметра размещенных в ней труб. Шаг между соседними трубами должен быть не меньше t = 4,8d_н = 4,8*0,035 = 0,168, тогда толщина трубной решетки при заданном шаге:

Δ_р = 4,8*t / (t - d_н),

Δ_р = 0,168 / (0,168 – 0,035) = 0,168/0,133 = 1,26 мм.

Расчет толщины крышек:

Форма крышек и днищ в теплообменных аппаратах бывает различной (сферической, эллиптической, конической или плоской).

Номинальная толщина стенки эллиптического днища:

δ = Р*D_н*К*/2[σ]_допφ + С, где

К – фактор формы днища, К = 1,10, [4], табл. 5,8 с.124

δ = 0,22*0,325*1,1/2*125,1*0,65 + 0,003 = 0,0787/162,63 + 0,003 = 0,0035 м = 3,5 мм.

Список использованной литературы

1. Солнцев В.Д. Процессы и аппараты пищевых производств химической технологии: Учебно-методическое пособие. – Владивосток: Изд-во ТГЭУ, 2006. – 100с.

2. Гинзбург А.С., Громов М.А, Красовская Г.И. Теплофизические характеристики пищевых продуктов: Справочник. – М.: Пищ. пром-сть, 1980. – 286с.

3. Кавецкий Г.Д., Васильев Б.В. Процессы и аппараты пищевой технологии. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Колос, 1999. – 551 с.

4. Лунин О. Г., Вельтищев В. Н. Теплообменные аппараты пищевых производств. – М.: Агропромиздат, 1987. – 239с.

5. Соколов В. И. Основы расчета и конструирования машин и аппаратов пищевых производств. – М.: Машиностроение, 1983. – 484с.

6. Угрюмова С. Д. Теплотехника: Учебник. Владивосток: Издательство ДВГАЭУ,1999. – 296с.

Характеристики

Список файлов курсовой работы