Гидравлическое сопротивление кожухотрубчатых теплообменников

Для трубного пространства, а также для межтрубного пространства теплообменника без поперечных перегородок

,

где L – длина одного хода;

n– число ходов.

Для коэффициентов местных сопротивлений кожухотрубчатых теплообменников принимают следующие значения x:

Трубное пространство

вход и выход из теплообменника 1.5

поворот на 180° между ходами или секциями 2.5

вход в трубы и выход из них 1.0

Межтрубное пространство

вход в межтрубное пространство и выход из него 1.5

поворот на 180° через перегородку 1.5

поворот на 90° в межтрубном пространстве 1.0

Если скорость жидкости в штуцерах больше, чем в теплообменнике, то расчет сопротивлений в штуцерах ведется по скорости жидкости в них.

При наличии поперечных перегородок в межтрубном пространстве гидравлические сопротивления в нем подсчитываются по нижеприведенным формулам через критерий Эйлера:

Коридорные пучки

Шахматные пучки

при

при ,

где m – число рядов труб в пучке в направлении движения потока;

d – наружный диаметр трубы;

s₁ и s₂ – поперечный и продольный шаги между трубами;

b – поправочный коэффициент, зависящий от угла атаки j (угол между осью трубы и направлением движения потока:

j° 90 80 70 60 50 40 30 10

b 1 1 0,95 0,83 0,69 0,53 0,38 0,15

Скорость потока подсчитывается по самому узкому сечению пучка, значения физико-химических констант берутся при средней температуре жидкости. Критерий Рейнольдса рассчитывается по наружному диаметру трубы.

Пример 10.1. Жидкость, имеющая плотность r=1200 кг/м³ и динамический коэффициент вязкости m = 0,002 Па·с, поступает самотеком из бака с постоянным уровнем в реактор (см. рис. 10.2).

Рис. 7.2. К примеру 10.1

Определить максимальный расход жидкости на входе в реактор. Уровень жидкости в баке находится на 6 м выше ввода жидкости в реактор. Трубопровод выполнен из алюминиевых труб с внутренним диаметром 50 мм. Общая длина трубопровода 16,4 м. На трубопроводе имеются три колена и кран. В баке и реакторе давление – атмосферное.

Решение: Запишем уравнение Бернулли для сечений 1 и 2:

.

Так как z₁-z₂=H; p₁=p₂; w₁»0, то

.

Напор H расходуется на все гидравлические сопротивления трубопровода. В последнем уравнении два неизвестных (w и l). Решение

может быть найдено методом последовательных приближений.

Определим потери на местные сопротивления:

вход жидкости в трубопровод x=0.5;

кран x=2;

колено x=1.1.

Таким образом åx=0,5+2+3·1.1=5,8.

Исходное уравнение примет вид

В случае движения без трения скорость жидкости будет равна

Примем скорость в случае движения с трением в четыре раза меньше, т. е.

2,71 м/с.

Определим при этой скорости коэффициент сопротивления

Отношение e/d для данного случая равно 0,0012, поэтому, используя уравнение, получим

Определим скорость жидкости при найденном значении коэффициента трения

.

Повторим вычисления

;

Совпадение достаточно хорошее, поэтому примем скорость жидкости равной 2.9 м/с. Тогда расход жидкости

Подбор насосов

Основными задачами при расчете насосов являются определение необходимого напора, создаваемого насосом, и мощности двигателя при заданном расходе жидкости. Насосы выбираются по каталогам или стандартам с учетом указанных параметров.

Напор определяется по формуле

где H– напор насоса, м;

p₁ – давление в аппарате на всасывании;

p₂ – давление в аппарате на нагнетании;

h_г – геометрическая высота подъема жидкости;

h_п – потери напора во всасывающей и нагнетательной линиях.

Полезная мощность, затрачиваемая на перемещение жидкости

Мощность на выходном валу

где h_н – КПД насоса;

h_п – КПД передачи от электродвигателя к насосу;

КПД насоса

h_н = h_оh_гh_м .

Здесь h_о – объемный КПД, учитывающий перетекание жидкости из зоны большого давления в зону малого давления (для крупных центробежных насосов 0.96-0.98, для средних и малых насосов – 0,85-0,95);

h_г – гидравлический КПД, учитывающий гидравлическое трение и вихреобразование (0,85-0,96);

h_м – механический КПД, учитывающий механическое трение в подшипниках и уплотнениях (0,92-0,96).

КПД передачи зависит от наличия редуктора, при его отсутствии он равен 1, при наличии – 0,93-0,98. Зная Q, H, и N, можно по каталогам подобрать необходимый насос.

Мощность, потребляемая двигателем от сети N_дв, больше номинальной вследствие потерь энергии в самом двигателе

где h_дв – КПД электродвигателя, который ориентировочно принимается в зависимости от номинальной мощности N:

N, кВт 0,4-1 1-3 3-10 10-30 30-100 100-200

h_дв 0,7-0,78 0,78-0,83 0,83-0,87 0,87-0,9 0,9-0,92 0,92-0,94

Двигатель к насосу устанавливается несколько большей мощности, чем потребляемая, с запасом на возможные перегрузки:

Коэффициент запаса берется в зависимости от величины N_дв:

N_дв, кВт <1 1-5 5-50 >50

b 2-1,5 1,5-1,2 1,2-1,15 1,1

Разрабатывая технологическую схему, необходимо учитывать, что высота всасывания насосов не может быть больше следующей величины:

где p_a – атмосферное давление;

p_t – давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости при рабочей температуре;

w_вс – скорость жидкости во всасывающем трубопроводе;

h_пс – потери напора во всасывающем трубопроводе;

h_з – запас напора для исключения кавитации.

Для центробежных насосов

h_з=0,3(Qn²)^2/3,

где n – частота вращения вала, с^-1.

Для поршневых насосов

где l– высота столба жидкости во всасывающем трубопроводе, отсчитываемая от поверхности жидкости в емкости;

f₁,f₂ – площадь сечения поршня и трубопровода соответственно;

w - угловая скорость вращения кривошипа, рад/с;

r– радиус кривошипа.

Пример 10.2. Подобрать центробежный насос для подачи 0,002 м³/с
10 %-ного раствора NaOH из емкости, находящейся под атмосферным давлением, в аппарат, работающий под избыточным давлением 0,1 МПа. Температура раствора 40 ºC; геометрическая высота подъема раствора 15 м. Длина трубопровода на линии всасывания 3 м, на линии нагнетания 20 м. На линии всасывания установлен один вентиль, на линии нагнетания – один вентиль и дроссельная заслонка, имеются также два колена под прямым углом.

Решение: Выбор диаметра трубопровода. Примем скорость раствора во всасывающем и нагнетательном трубопроводах одинаковой, равной 2 м/с. Тогда диаметр трубопровода

Принимаем трубопровод из стали Х18Н10Т диаметром 45´3,5 мм и уточняем скорость раствора

Определение коэффициента трения. Плотность 10 %-ного раствора NaOH – 1100 кг/м³, его вязкость – 1,16·10^-3 Па·с. Тогда

Режим турбулентный. Примем абсолютную шероховатость труб 0,2 мм и тогда

e= e/d = 0,2/38= 0,0526.

Определим коэффициент трения

Определим сумму потерь на местные сопротивления.

На всасывающей линии:

- вход в трубу x=0,5;

- вентиль (для d=20 мм x=8,0; для d=40 мм x=4,9) (интерполируя на диаметр 38 мм, получим x=5,2);

åx_вс=0,5+5,2=5,7.

На нагнетательной линии:

- выход из трубы x=1;

- вентиль x=5,2;

- дроссельная заслонка x=0,9;

- колено под прямым углом x=1,6;

åx_наг=1+5,2+0,9+2·1,6=10,3.

Определим потери напора.

Во всасывающей линии

В нагнетательной линии:

Общие потери напора

Подбор насоса.

Определяем полный напор, развиваемый насосом

Полезная мощность насоса

Принимая h_п=1 и h_н=0,6, определим мощность на валу двигателя

Мощность, потребляемая двигателем от сети при h_дв=0,8

Принимая коэффициент запаса мощности b=1.5, определяем установочную мощность электродвигателя

N_уст=1,5·1,34=2,01 кВт.

Подбираем центробежный насос марки Х8/30 с характеристиками:

- производительность – 2,4·10^-3 м³/с;

- создаваемый напор – 30 м;

- КПД – насоса 0,5.

Подбираем к насосу электродвигатель 4А100S2 номинальной мощностью 4 кВт, h_дв=0,83, частота вращения вала 48,3 с^-1.

Рассчитаем предельную высоту всасывания. Определим запас напора, необходимый для исключения кавитации. Для центробежного насоса

Давление насыщенного пара при температуре 40 °С равно 7380 Па. Примем атмосферное давление равным 100000 Па, а диаметр патрубка насоса равным диаметру трубопровода. Тогда

Таким образом, центробежный насос можно расположить над уровнем раствора в емкости не выше чем на 6,3 м.

Подбор машин для сжатия газов (компрессоров, газодувок, вентиляторов и т. д.) осуществляется аналогично подбору насосов по каталогам при заданном напоре и производительности.

Г л а в а 11

__________________________________________________________________

МЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

__________________________________________________________________

Целью механического расчета химического и нефтехимического оборудования является определение размеров отдельных элементов, обеспечивающих безопасную эксплуатацию машин и аппаратов за счет достаточной механической прочности, плотности разъемных соединений, устойчивости к сохранению формы и необходимой долговечности.

При выполнении дипломного проекта механический расчет производится только для основного оборудования проектируемого цеха или участка. При этом следует с максимальной возможностью использовать стандартизованные или нормализованные размеры отдельных элементов оборудования.

Все сосуды и аппараты, работающие под давлением, должны проектироваться, изготовляться и эксплуатироваться в соответствии с правилами устройства и безопасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением Госгортехнадзора. Эти правила распространяются на:

а) сосуды, работающие под давлением свыше 0,07 МПа (без учета гидростатического давления);

б) цистерны и бочки для перевозки сжиженных газов, давление паров которых при температуре до 50 °С превышает 0,07 МПа;

в) сосуды, цистерны для хранения, перевозки сжиженных газов, жидкостей и сыпучих тел без давления, но опорожняемые под давлением газа свыше 0,07 МПа;

г) баллоны, предназначенные для перевозки и хранения сжатых, сжиженных и растворенных газов под давлением свыше 0,07 МПа.

Эти правила не распространяются на:

а) приборы парового и водяного отопления;

б) сосуды и баллоны емкостью не свыше 25 л, у которых произведение емкости в литрах на рабочее давление в мегапаскалях составляет не более 20;

в) сосуды из неметаллических материалов;

г) трубчатые печи независимо от диаметра труб и т. д.