Расчёт абсорбционной установки
Подождите немного. Документ загружается.
пузырькового кипения в вертикальных кипятильных трубках при условии
естественной циркуляции равен:
α
2
=
Nu⋅λ
d
(4.8)
Nu=0 , 21⋅ε⋅Re
0 , 8
⋅Pr
0, 4
⋅
(
Pr
Pr
ст
)
0 ,5
Oпределим критерий Nu пренебрегая поправкой
(
Pr
Pr
ст
)
0 ,5
Подставим и получим:
Nu=0 , 21⋅1⋅14590
0 , 8
⋅0, 043
0 , 4
=128
α
2
=
128⋅0 , 53
0,016
=4236, 5Вт/ м
2
⋅К
q
2
=α
2
⋅
(
t (w
2
)−t
ср
)
(4.9)
где
t (w
2
)=t (w
1
)−q
1
⋅
∑
δ / λ=136 ,5−7493, 8⋅0, 000905172=128
0
С
Тогда
q
2
=4236,5⋅
(
128−123
)
=21182, 5 Вт/ м
2
Во втором приближении примем.
t (w
1
)=133 , 5
0
С
t
ср
= t
н
- Δt
ср.лог
= 150-27=123
0
С
Тогда Δt = 150 – 133,5 = 16,5 °С.
α
1
=0,728⋅¿¿
q
1
=527,9⋅16 ,5=8911, 6
Вт/м
2
Коэффициент теплопередачи от стенки к кипящему раствору для
пузырькового кипения в вертикальных кипятильных трубках при условии
естественной циркуляции равен:
Подставим и получим:
Nu=0 , 21⋅1⋅14590
0 , 8
⋅0, 043
0 , 4
=128
α
2
=
128⋅0 , 53
0,016
=4236 , 5Вт/ м
2
⋅К
q
2
=α
2
⋅
(
t (w
2
)−t
ср
)
t (w
2
)=t (w
1
)−q
1
⋅
∑
δ / λ=133,5−8891 ,6⋅0 , 000905172=124
0
С
Тогда
q
2
=4236 ,5⋅
(
125−123
)
=8493 Вт/ м
2
q
1
≈ q
2
Расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%,
следовательно, расчет коэффициентов α
1
и α
2
на этом можно закончить.
Коэффициент теплопередачи рассчитывается по формуле:
К=
1
1
α
1
+
1
α
2
+
∑
δ
λ
(4.10)
Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали
равна:
Σδ/λ=0,000905172 м
2
*К/Вт
Коэффициент теплопередачи равен:
К=
1
1
527, 9
+
1
4236,5
+0, 000905172
=329 ,4
Требуемая поверхность теплопередачи составит:
F=
210500
329, 4⋅27
=23,7 м
2
Данный кожухотрубчатый теплообменник с трубами длиной L=2м и
номинальной поверхностью F=49м
2
подходит с запасом:
Δ=
(49 , 0−23 ,7 )
23, 7
100 %=49 %
Гидравлическое сопротивление в трубном пространстве ∆p
тр
рассчитываем
по формуле:
Δp
тр
=λ⋅
L⋅z
d
⋅
ω
тр
2
⋅ρ
тр
2
+
[
2,5⋅
(
z−1
)
+2⋅z
]
⋅
ω
тр
2
⋅ρ
тр
2
+3⋅
ω
тр. ш
2
⋅ρ
тр
2
(4.11)
Скорость жидкости в трубах рассчитывается по формуле:
ω
тр
=
G
1
S
тр
⋅ρ
1
(4.12)
Отсюда скорость в трубном пространстве будет равна:
ω
тр
=
1,39
0, 066⋅1, 98
=10, 6
м/с
Коэффициент трения в трубах рассчитывается по формуле:
λ=0, 25⋅
{
lg
[
e
3,7
+
(
6 ,81
Re
)
0, 9
]
}
−2
(4.13)
где е=Δ/d=0,0002/0,016=0,0125 – относительная шероховатость труб;
Изм
.
Лист № докум. Подпис
ь
Дата
Лист
1
БГТУ 05.00.ПЗ
Разраб.
. ЕЕЕЕЕ.Ю
Пров.
Утв.
Расчёт вспомогательного
оборудования
Лит. Листов
6
Δ – высота выступов шероховатостей.
Отсюда коэффициент трения будет равен:
λ=0, 25⋅
{
lg
[
0, 0125
3,7
+
(
6, 81
14590
)
0 ,9
]
}
−2
=0, 0449
Скорость в штуцерах рассчитывается по формуле:
ω
тр.ш
=
4⋅G
1
π⋅d
шт
2
⋅ρ
1
(4.14)
где d
шт
= 0,15м
Отсюда скорость в штуцерах будет равна:
ω
тр. ш
=
4⋅1, 39
3, 14⋅0 ,15
2
⋅1, 98
=39 , 7 м /с
Гидравлическое сопротивление в трубном пространстве:
Δp
тр
=0, 0449⋅
2⋅1
0, 016
⋅
10,6
2
⋅1, 98
2
+
[
2, 5⋅
(
1−1
)
+2⋅1
]
⋅
10, 6
2
⋅1, 98
2
+3⋅
39, 7
2
⋅1, 98
2
=5517 , 7Па
5. РАСЧЁТ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
5.1. Расчёты вентилятора
Произведём подбор вентилятора, который используется для подачи газа для
абсорбции. Газ подаётся в нижнюю часть абсорбера. Расход газа 1,39 м
3
/с,
температура газа 20
0
С, давление 0,1 МПа.
Найдём рабочий расход газа /3/:
V
р
=V⋅
T⋅P
0
T
0
⋅P
=1,39⋅
293⋅1 ,013⋅10
5
273⋅0,1⋅10
6
=1,51 м
3
/с
Примем скорость газа в трубопроводе ω = 12 м/с. Тогда внутренний
диаметр трубопровода найдем по формуле:
d=
√
4∗V
р
π∗ω
,
(5.1)
Подставим и получим:
d=
√
4∗1,51
3,14∗12
=0 ,400 м
Выбираем стальную трубу наружным диаметром 426 мм, толщиной 11 мм.
Внутренний диаметр трубы d = 0,404 м. Фактическая скорость воды в трубе
найдем:
ω=
4∗V
р
π∗d
2
(5.2)
Подставим и получим:
ω=
4∗1,51
3,14∗0, 404
2
=11 ,8 м/с
Критерий Рейнольдса для потока в трубопроводе:
Re=
ω∗d∗ρ
μ
,
(5.3)
где μ = 0,015
.
10
-3
Па
.
с – вязкость газа при температуре 20
0
С /8/;
ρ = 1,98 м
3
/с – плотность газа.
Подставим и получим:
Re=
11,8∗0, 404∗1,98
0,015⋅10
−3
=629270
Примем, что трубы были в эксплуатации и имеют незначительную
коррозию. Тогда абсолютную шероховатость ∆ = 1,5*10
-4
м.
Тогда е = ∆/d = 1,5*10
-4
/0,404 = 0,00037
1/е =2693 10/е = 26930 560 / е = 1513513
26930 ‹ Rе ‹ 1513513 , то есть в трубопроводе имеет место смешанное
трение, и расчёт λ следует проводить по формуле:
λ = 0,11
.
(е + 68 / Rе)
0,25
(5.4)
Подставим и получим:
λ = 0,11
.
(0,00037+ 68 / 629270)
0,25
= 0,016
Определим сумму коэффициентов местных сопротивлений.
1) вход в трубу (принимаем с острыми краями): ξ
1
= 0,5;
2) отводы под углом 90
0
: ξ
1
= 1,1;
3) выход из трубы: ξ
3
= 1.
Сумма коэффициентов местных сопротивлений находим:
∑ ξ = ξ
1
+ ξ
2
+ ξ
3
=0,5 +2*1,1 + 1 = 3,7
Гидравлическое сопротивление трубопровода найдём по формуле:
Δр
тр
=(
λ∗l
d
+
∑
ξ )∗
ρ∗ω
2
2
,
(5.5)
где l = 6 м – длина трубопровода.
Найдём гидравлическое сопротивление трубопровода:
Δр
тр
=
(
0,016⋅6
0, 404
)
⋅
1, 98⋅11, 8
2
2
=542, 8 Па
Найдём избыточное давление, которое должен обеспечить вентилятор для
преодоления гидравлического сопротивления аппарата и трубопровода:
∆р = ∆р
тр
+ ∆р
ап
+(р
2
– р
1
) +∆р
нап
, (5.6)
где ∆р
тр
– гидравлическое сопротивление трубопровода, Па;
∆р
ап
– сопротивление аппарата, Па;
∆р
нап
- потери напора по высоте, Па.
Сопротивление аппарата:
∆р
ап
= ∆р
ак
+ ∆р
тепл.
= 1497,0 + 5517,7 = 7014,7 Па
Потери напора по высоте:
∆р
нап
= ρ·g·h = 1,98·9,8·4 = 77,6 Па
Подставим и получим:
∆р =542,8 + 7014,7 +(0,1
.
10
6
– 1,013
.
10
5
) + 77,6 = 6335,1 Па
Полезная мощность вентилятора:
N
п
=
Q∗Δp
1000∗η
вент
∗η
прив
,
(5.7)
где η
вент
= 0,75 – к.п.д вентилятора;
η
прив
= 0,93 – к.п.д привода.
Подставим и получим:
N
п
=
0,56∗6335 ,1
1000∗0 ,75∗0 , 93
=5, 08 кВт
Полученным данным более всего соответствует вентилятор Ц1-2070, для
которого при оптимальных условиях работы Q = 0,575 м
3
/с, ρ
.
g
.
h=1280 Па,
n = 46,7 с
-1
.
Требуемым характеристикам вентилятора и двигателя подходит двигатель
4А80А2 со следующими характеристиками Р
ном
=1,5 кВт, n
дв=
2850 об/мин.
5.2. Расчет насоса
В системе стоит два параллельных насоса с одинаковыми
характеристиками.
Подберем насос для перекачивания жидкости при температуре t = 15 °С из
открытой емкости в аппарат, работающий под избыточным давлением. Расход
жидкости G = 2,7 кг/с. Так как насос стоит на одном уровне с емкостью, то
учитываем только нагнетательную линию. На линии нагнетания имеется 2 отвода
под углом 90°, 2 нормальных вентилей.
Выбор трубопровода /3/.
Примем скорость течения жидкости, равную 2 м/с. Тогда диаметр равен:
d=
√
4∗Q
π∗ω
,
(5.8)
где Q - объемный расход жидкости, м
3
/с.
Q=
G
ρ
=
2,7
1015
=0 , 0027 м
3
/с
при ρ = 1015 кг/м
3
.
Подставим и получим:
d=
√
4∗0,0027
3,14∗2
=0, 041 м
Выбираем стальную трубу наружным диаметром 48 мм, толщиной стенки
4,0 мм. Внутренний диаметр трубы d=0,040 м.
Фактическая скорость воды в трубе:
ω=
4⋅Q
π⋅d
2
=
4⋅0,0027
3,14⋅0, 04
2
=2,1 м /с
Примем, что коррозия трубопровода незначительна.
Определение потерь на трение и местные сопротивления
Re=
ω∗d∗ρ
μ
=
2,1⋅0 ,04⋅1015
2,0⋅10
−3
=42630
при μ=2,0*10
-3
Па*с.
Т.е режим течения жидкости по трубопроводу – турбулентный.
Примем абсолютную шероховатость равной Δ=0,0002 м. Тогда
e = Δ/d = 0,0002/0,04 = 0,005
Далее получим:
1/е = 200; 10/е = 2000; 560/е = 112000
10/е < Re < 560/е.
Таким образом, в трубопроводе имеет смешенное трение, и расчёт следует
проводить по формуле (5.4):
λ = 0,11
.
(0,005+ 68 / 42630)
0,25
= 0,031
Определим сумму коэффициентов местных сопротивлений.
Для нагнетательной линии:
1) вход в трубу: внезапное расширение ξ1=0,64+0,5;
внезапное сужение ξ1=0,4
2) отвод под углом 90 ξ2=1,5
3) нормальный вентиль: для d= 0,040 мм, равен ξ3=4,9
4) выход из трубы: ξ4=1
Сумма коэффициентов местных сопротивлений в всасывающей линии:
Σξ=ξ
1
+2
.
ξ
2
+2
.
ξ
3
+ξ
4
=0,64+0,5+0,4+1,5
.
2+4,9
.
2+1=15,34
Потерянный напор на нагнетательной линии по формуле:
h
п. наг
=
(
λ⋅l
d
+
∑
ξ
)
⋅
ω
2
2⋅g
(5.9)
Подставим и получим:
h
п.наг
=
(
0,031⋅20
0 ,04
+15,34
)
⋅
2,1
2
2⋅9 ,8
=6 , 9 м
Общие потери напора - h
п
=6,9 м.
Выбор насоса:
Находим потребный напор насоса по формуле:
Н =
(
р
2
− р
1
)
ρ⋅g
+H
г
+h
п
(5.10)
Подставим и получим:
Н =
0,1⋅10
6
998⋅9, 81
+5 ,5+6 ,9=22,6
м вод.ст
Такой напор при заданной производительности обеспечивается
одноступенчатыми центробежными насосами. Учитывая широкое распространение
этих насосов в промышленности ввиду достаточно высокого к.п.д., компактности и
удобства комбинирования с электродвигателями, выбираем для последующего