Курсовой проект - Расчет насоса и теплообменного аппарата

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

ГОУ ВПО «Омский государственный технический университет»

Кафедра «Машины и аппараты химических производств»

Пояснительная записка к домашнему заданию

Тема: «Расчет насоса и теплообменного аппарата»

Вариант № 10

Выполнил студент

группы ХТБ-316

Леонов В. Е.

Проверил

профессор Калекин В. С.

Омск-2009

Содержание

Введение стр. 3

1. Насос стр. 3

2. Кожухотрубчатый теплообменник стр. 4

1. Расчет центробежного насоса стр. 5

1.1. Задание стр. 5

1.2. Решение стр. 5

2. Расчет кожухотрубчатого теплообменного аппарата стр. 8

2.1. Задание стр. 8

2.2. Решение стр. 8

3. Библиографический список стр. 13

2

Введение

1. Насос

Для того чтобы выбрать соответствующий насос, необходимо найти напор, развиваемый

насосом, а также мощность насоса.

Напор насоса – энергия, сообщаемая насосом единице веса перемещаемой жидкости.

Полезная мощность – мощность, сообщаемая насосом перемещаемой жидкости:

Мощность на валу (эффективная):

Коэффициент полезного действия насоса – произведение трех коэффициентов,

характеризующих отдельные виды потерь энергии в насосе:

Потери энергии в насосе подразделяются на гидравлические, объемные и механические.

Гидравлические потери энергии связаны с трением жидкости и вихреобразованием в

проточной части.

Теоретический напор, создаваемый насосом, больше действительного напора на

величину гидравлических потерь:

Гидравлический КПД – отношение действительного напора к теоретическому:

3

ПГ

hH

g

pp

H 







12

gHQN

п





н

п

e

N





мехобгн





гт

hHH 

т

г

H





Объемные потери связаны с перетеканием жидкости через зазоры из области

повышенного в область пониженного давления, а также утечками через уплотнения. Часть

теряемой энергии учитывается объемным КПД:

К механическим потерям относят трение в подшипниках, в уплотнениях вала, потери на

трение жидкости о нерабочие поверхности рабочих колес (дисковое трение). Величина

механических потерь оценивается механическим КПД:

Значения КПД насосов находятся в пределах 0,6-0,9.

Мощность насоса:

[1]

2. Кожухотрубчатый теплообменник

При выполнении тепловых расчетов трубчатых теплообменных аппаратов коэффициент

теплопередачи обычно определяется по формуле для плоской стенки:

При проектировании новых теплообменных аппаратов обязательно нужно учесть

возможность загрязнения теплообменной поверхности и принять соответствующий запас.

Учет загрязнения поверхности производят двумя способами: либо путем введения так

называемого коэффициента загрязнения

на который умножается коэффициент теплопередачи, рассчитанный для чистых труб:

либо путем введения термических сопротивлений загрязнений:

4

т

ут

т

утт

т

об

Q

QQ

Q





 1



в

г

мех

N





.

перн

п

N





х

n

i

г

k







111

1







3



зз

kk



'

Коэффициенты теплопередачи, входящие в уравнения, определяются из критериальных

выражений вида Nu=f(Re;Pr;Gr).

При подборе стандартизированного теплообменника задаются ориентировочным значением

коэффициента теплопередачи K. Затем по справочникам подбирают теплообменник и далее

проводят расчет поверхности теплопередачи по рассмотренной схеме. При

удовлетворительном совпадении расчета площади теплообмена тепловой расчет

теплообменника заканчивают и переходят к его гидравлическому расчету, целью которого

является определение гидравлического сопротивления теплообменника [1].

1. Расчет центробежного насоса

1.1. Задание

Подобрать насос для перекачивания воды при из открытой емкости в аппарат,

работающий под избыточным давлением 0,2 МПа. Расход воды

геометрическая высота подъема длина трубопровода на линии нагнетания

длина трубопровода на линии всасывания На линии нагнетания 2 вентиля, 2

отвода под углом с радиусом загиба на линии всасывания 1 вентиль.

1.2. Решение

Скорость течения жидкости в насосе изменяется в пределах Принимаем скорость

течения воды

Из уравнения для объемного расхода перекачиваемой жидкости находим диаметр

трубопровода:

Определим критерий Рейнольдса:

5

хг

RR

k







111

21



CT

нач

20

,27

3

ч

м

Q 

,15мH

Г



,40мL

НАГ



.30мL

ВС



90

;300

0

ммR 

.35,1

с

м



.2

с

м

w 

м

w

Q

d 069,0

2*785,0*3600

27

785,0*3600



,137039

10*005,1

998*069,0*2

Re

3









wd

где - плотность воды (прил. 6) [2];

- динамический коэффициент вязкости воды при (прил. 10) [2].

Значение средней шероховатости для стальных труб с незначительной коррозией (прил.

7) [2]:

Относительная шероховатость:

Определяем коэффициент трения:

Определяем сумму коэффициентов местных сопротивлений отдельно для всасывающей

и нагнетательной линий (прил. 8) [2]:

Для всасывающей линии:

1) вход воды в трубопровод:

2) прямоточный вентиль:

Сумма коэффициентов местных сопротивлений во всасывающей линии:

6

мм2,0

0029,0

069,0

0002,0







d

e

027,0)

137039

68

0029,0(11,0)

Re

68

(11,0

25,025,0

 e



5,0

1





618,0675,0*915,0

2







 118,1

21..



СМ





C20

Потерянный напор во всасывающей линии:

Для нагнетательной линии:

1) прямоточные вентили:

2) отводы: коэффициент A=1, коэффициент B=0,11;

3) выход из трубы:

Сумма коэффициентов местных сопротивлений в нагнетательной линии:

Потерянный напор в нагнетательной линии:

Общие потери напора:

Находим полный напор насоса:

Подобный напор при заданной производительности обеспечивается центробежными

насосами.

Определяем полезную мощность насоса:

КПД центробежного насоса изменяется в пределах 0,4-0,7. Принимаем и

Найдем мощность на валу двигателя:

7

м

g

w

d

L

h

СМ

ВС

ВСП

621,2)118,1

069,0

30*027,0

(

81,9*2

4

2

)(

2

...







618,0

1





11,0

2

AB



1

3





456,2122,0236,122

321..







СМ

м

g

w

d

L

h

СМ

НАГ

НАГП

692,3)456,2

069,0

40*027,0

(

81,9*2

4

2

)(

2

...







мhhh

НАГПВСПП

313,6

..



мH 74,41313,615

81,9*998

10*2,0

6



ВтgQHN

П

306574,41*

3600

27

*81,9*998 



1

пер



.6,0

н



6,0

н



По таблице (прил. 21) [2] устанавливаем, что заданным подаче и напору больше всего

соответствует центробежный насос марки Х45/54. Насос обеспечен электродвигателем А02-

62-2.

2. Расчет кожухотрубчатого теплообменного аппарата

2.1. Задание

Рассчитать и подобрать нормализованный кожухотрубчатый теплообменник для

теплообмена между двумя вводно-органическими растворами. Горячий раствор (фенол) в

количестве охлаждается от до Начальная температура

холодного раствора (воды) равна Допустимая потеря давления 0,015 МПа.

2.2. Решение

В качестве охлаждающего агента принимаем воду, имеющую начальную температуру

конечную температуру

Примем следующую схему распределения температур в теплообменнике:

тогда средняя разность температур теплоносителей будет

: При средней температуре воды

ее свойства:

8

.5108

6,0

3065

Вт

N

перн

П





ч

м

G

3

1

30

Ct

н

110

1

.60

1

Ct

к



.20

2

Ct

н



;20

2

Ct

н



.40

2

Ct

к



,40

70

2040

60110

22

11

Ct

tt

М

Б

нк

кн







C

t

tt

t

М

Б

МБ

ср











 54

)

40

70

lg(3,2

4070

)lg(3,2

C

tt

t

кн

В





 30

2

22

плотность (прил. 6) [2]

вязкость (прил. 10) [2]

удельная теплоемкость

теплопроводность

Свойства фенола при средней его температуре

следующие:

плотность (прил. 6) [2]

вязкость (прил. 30) [2]

удельная теплоемкость (прил. 15) [2]

теплопроводность

Направим фенол в трубное пространство теплообменника.

Предварительный тепловой расчет аппарата.

Массовый расход фенола:

тепловой поток в аппарате:

расход воды, необходимой для охлаждения фенола:

9

;995

3

м

кг

В





;*10*8007,0

3

сПа

В







;

*

4180

Ккг

Дж

c

В



.

*

62,0

Км

Вт

В





Cttt

срВФ

 84

;1018

3

м

кг

Ф





;*0028,0 сПа

Ф





;

*

2350

Ккг

Дж

c

Ф



.

*

52,0

Км

Вт

Ф





;3054030*1018

1

ч

кг

GM

ФФ





;99679250*2350*

3600

30540

)(

11

ВтttcMQ

кнФФ



объемный расход воды:

Принимаем предварительно значение коэффициента теплопередачи (прил. 23) [2]:

Ориентировочная площадь поверхности теплообмена:

Выбираем предварительно (прил.25) [2] теплообменник со следующими параметрами:

поверхность теплообмена

диаметр кожуха D=400 мм, длина труб l=3000 мм (трубы диаметром 25x2).

Уточненный тепловой расчет по первому варианту.

Скорость фенола в трубах теплообменника

где - площадь сечения трубного пространства (прил. 27) [2].

Значение критерия Re для фенола:

Критерий Прандтля для фенола:

Поскольку режим течения – ламинарный, значение критерия Nu для фенола определим по

рис. 8. 2. [2]:

10

;12

20*4180

996792

)(

22

с

кг

ttc

Q

M

нкВ

В







.012,0

995

12

3

2

с

м

M

G

В





.

*

250

2

Км

Вт

K

ср



.74

54*250

996792

2

м

tK

Q

F

ср







;26

2

мF 

,22,0

038,0*3600

30

1

с

м

f

G

w

тр



;7,1679

0028,0

1018*021,0*22,0

Re 

Ф

wd





.65,12

52,0

0028,0*2350

Pr 

Ф

ФФ

Ф

c





тр

f

Курсовой проект - Расчет насоса и теплообменного аппарата

Подождите немного. Документ загружается.