Курсовая работа: Расчет и проектирование выпарной установки непрерывного действия для выпаривания водного раствора CuSO4

1.4.3 Способ выпаривания алюминатных растворов и установка для его осуществления(2194559)

Изобретение относится к области производства глинозема, конкретно к процессу выпаривания алюминатных растворов в противоточных установках. При упаривании алюминатных растворов, включающем нагрев раствора, последовательное упаривание и самоиспарение, часть раствора подают из второго по ходу пара выпарного аппарата в первый с поддержанием в растворе первого корпуса концентрации каустического оксида натрия в пределах 250-290 г/л и оставшуюся часть раствора второго корпуса и раствор первого корпуса выводят на самоиспарение.

2. ОБОСНОВАНИЕ И ОПИСАНИЕ УСТАНОВКИ

2.1 Обоснование выбора технологической схемы

Технологическая схема выпарной установки представляет собой систему выпарных аппаратов, барометрического конденсатора, теплообменника, насосов, емкостей для исходного и упаренного растворов и трубопроводов участвующих в процессе выпаривания раствора.

Согласно заданию проектируемая установка состоит из двух корпусов и представляет собой установку непрерывного действия, работающую под давлением. При выпаривании под повышенным давлением можно использовать вторичный пар, как для выпаривания, так и для других нужд, не связанных с процессом выпаривания.

Схему проектируемой выпарной установки рационально принять прямоточной, что предполагает не принудительное (без затраты внешней работы) движение раствора через всю систему и минимальные потери тепла с уходящим выпаренным раствором (уходит при температуре кипения последнего корпуса).

Так как температура поступающего раствора значительно ниже температуры кипения, то целесообразно его предварительно подогреть в отдельном теплообменнике, чтобы выпарной аппарат работал только как испаритель, а не частично как подогреватель, так как в последнем случае коэффициент теплопередачи аппарата несколько снижается.

Подогрев производится в кожухотрубном теплообменнике за счет тепла греющего пара.

2.2 Обоснование выбора оборудования

В разрабатываемом процессе используются выпарные аппараты, обогреваемые конденсирующимся водяным паром, в частности аппараты, с вынесенной греющей камерой. При размещении нагревательной камеры вне корпуса аппарата имеется возможность повысить интенсивность выпаривания не только за счёт увеличения разности плотностей жидкости и паро-жидкостной смеси в циркуляционном контуре, но и за счёт увеличения длины кипятильных труб.

Аппарат работает при более интенсивной естественной циркуляции, обусловленной тем, что циркуляционная труба не обогревается, а подъёмный и опускной участки циркуляционного контура имеют значительную высоту.

Выносная греющая камера легко отделяется от корпуса аппарата, что облегчает и ускоряет ее чистку и ремонт. Ревизию и ремонт греющей камеры можно производить без полной остановки аппарата(а лишь при снижении его производительности), если присоединить к его корпусу две камеры.

Конструкция теплообменных аппаратов выбирается на основе расчета по определению поверхности теплопередачи.До температуры кипения исходный раствор подогревается в отдельном теплообменнике за счет тепла греющего пара, что позволяет избежать увеличения поверхности. Кожухотрубчатые теплообменники относятся к числу наиболее часто применяемых, который состоит из корпуса и приваренного к нему трубных решеток. В теплообменнике одна среда движется внутри труб, а другая в межтрубном пространстве. Среды направляются противотоком друг к другу. Раствор подаётся снизу вверх, а насыщенный водяной пар в противоположном направлении. Такое направление движения каждой среды совпадает с направлением, в котором стремится двигаться данная среда под влиянием изменения её плотности при нагревании. Кроме того, при указанном направлении движения сред достигается более равномерное распределение скоростей и идентичные условия теплообмена по площади поперечного сечения аппарата.

Вторичный пар из последнего корпуса (в данном случае второго) отводится в барометрический конденсатор, в котором при конденсации пара создается требуемое разряжение. Сухой полочный барометрический конденсатор работает при противоточном движении охлаждающей воды и пара. Воздух и неконденсирующиеся газы, попадающие в установку главным образом с охлаждающей водой (в конденсаторе), а также через неплотности трубопроводов отсасываются через ловушку-брызгоулавливатель вакуум-насосом.

С помощью вакуум-насоса поддерживается также устойчивый вакуум, так как остаточное давление в конденсаторе может изменяться с колебанием температуры воды, поступающей в конденсатор.

2.3 Принцип действия проектируемой установки

Технологическая схема выпарной установки показана на листе 1 графической части. Исходный разбавленный раствор с концентрацией 4 % масс и температурой 25 0С из промежуточной емкости центробежным насосом подаётся в теплообменник (ГОСТ 15118-79), где подогревается до температуры близкой к температуре кипения, а затем в выпарную установку (ГОСТ 11987-81). Предварительный подогрев раствора производится насыщенным водяным паром.

Выпарной аппарат обогревается свежим водяным паром. Вторичный пар, образующийся при концентрировании раствора, направляется в барометрический конденсатор.

Самопроизвольный перетек раствора и вторичного пара в корпусе возможен благодаря общему перепаду давлений, возникающему в результате создания вакуума конденсацией вторичного пара, а в барометрическом конденсаторе смешения (где заданное давление поддерживается подачей охлаждающей воды и отсосом неконденсирующихся газов вакуум-насосом). Смесь охлаждающей воды и конденсата выводится из конденсатора при помощи барометрической трубы с гидрозатвором. Образующийся концентрированный раствор центробежным насосом подаётся в промежуточную емкость упаренного раствора концентрацией 19 % масс.

Конденсат греющего пара из выпарного аппарата выводится с помощью конденсатоотводчика.

Важное значение имеет охрана окружающей среды. Поэтому необходимо строгое соблюдение технологии очистки сточных вод, отходящих газов и т.д. Целесообразно применение мер профилактики по предотвращению опасных выбросов.

3. РАСЧЕТ ОСНОВНОГО ОБОРУДОВАНИЯ

3.1 Определение поверхности теплопередачи выпарного аппарата

Поверхность теплопередачи выпарной установки определяют по основному уравнению теплопередачи:

F=Q/(K*Δtп). (3.1)

Для определения тепловой нагрузки Q, коэффициента теплопередачи К и полезной разности температуры ∆t(n) необходимо знать распределение упариваемой воды, концентрации растворов и их температуры кипения. Эти величины находят методом последовательных приближений.

Первое приближение:

Производительность установки по выпариваемой воде определяют из уравнения материального баланса:

W=Gн *(1-хн/хк). (3.2)

Подставив, получим:

18 т/ч =5 кг/с

W=5(1-4/19) =3,95 кг/с

3.1.1 Концентрации упариваемого раствора

Распределение концентраций раствора по корпусам установки зависит от соотношения нагрузок по выпариваемой воде в каждом аппарате. В первом приближении на основании практических данных принимают, что производительность по выпариваемой воде распределяется между корпусами в соответствии с соотношением: w1:w2=1,0:1,1.

Тогда:

w1=1,0W/(1,0+1,1)=3,95/2,1=1,88 кг/с

w2=1,1W/(1,0+1,1)=4,345/2,1=2,068 кг/с

Далее рассчитываем концентрации растворов в корпусах:

х1=Gн*хн/(Gн-w1)=5*0,04/(5-1,88)=0,064, или 6,4%

х2=Gн*хн/(Gн-w1-w2)= 5*0,04/(5-1,88-2,068)=0,19, или 19%

Концентрация раствора в последнем корпусе х2 соответствует заданной концентрации упаренного раствора.

3.1.2 Температура кипения раствора

Принимаем, что обогрев производится греющим паром - насыщенным водяным паром давлением Рг1=4 ат или 0,3924 МПа.

Общий перепад давлений в установке равен:

ΔРоб=Рг1-Рбк=0,3924-0,011=0,3814 МПа.

По давлениям паров находим их температуры и энтальпии:

Р, МПа. t, °C. I, кДж/кг.

Рг1=0,3924 tг1=142,9 I1=2744

Рг2=0,2017 tг2=120,3 I2=2711

Рбк=0,011 tбк=47,42 Iбк=2585

При определении температуры кипения раствора в аппарате исходим из следующих допущений. Распределение концентраций раствора в выпарном аппарате с естественной циркуляцией практически соответствует модели идеального перемешивания. Поэтому концентрацию кипящего раствора принимаем равной конечной в данном корпусе и, следовательно, температуру кипения раствора определяем при конечной концентрации.

Изменение температуры кипения по высоте кипятильных труб происходит вследствие изменения гидростатического давления столба жидкости, температуру кипения раствора в корпусе принимаем соответствующей температуре кипения в среднем слое жидкости. Таким образом, температура кипения раствора в корпусе отличается от температуры греющего пара в последующем корпусе на сумму температурных потерь ΣΔ от температурной (Δ’), гидростатической (Δ") и гидродинамической (Δ'") депрессий:

ΣΔ=Δ’+Δ"+Δ'"

Гидродинамическая депрессия обусловлена потерей давления пара на преодоление гидравлических сопротивлений трубопроводов при переходе из корпуса в корпус. Обычно в расчетах принимают Δ"'=1,0 -1,5 °С на корпус.

Примем Δ'"=1,0 °С.

Тогда температура вторичных паров в корпусах равна:

tвп1=tг2+Δ1'"=120,3+1,0=121,3°С;

tвп2=tбк+ Δ2'"=47,42+1,0=48,42°С;

Сумма гидродинамических депрессий

Σ Δ'"=1+1=2, °С

По температурам вторичных паров определим их давления. Они равны соответственно (в МПа): Рвп1=0,208 МПа; Рвп2=0,0115 МПа.

Определяем гидростатическую депрессию. Давление в среднем слое кипящего раствора Pср равно:

Рср=Рвп+ρ∙g∙Н∙(1-ε)/2, (3.4)

где Н - высота кипятильных труб в аппарате, м; ρ- плотность кипящего раствора, кг / куб.м; ε - паронаполнение (объемная доля пара в кипящем растворе), куб.м/куб.м.

Для выбора значения Н необходимо ориентировочно оценить поверхность теплопередачи выпарного аппарата Fop. При кипении водных растворов можно принять удельную тепловую нагрузку аппаратов с естественной циркуляцией q=20000-50000 Вт/кв.м.

Примем q=40000 Вт/кв.м. Тогда поверхность теплопередачи ориентировочно равна: Fop=Q/q=w1∙r1/q=1,88∙2187∙103/40000=102,79 м2.

где r1- теплота парообразования вторичного пара, Дж/кг, r1=2187 кДж/кг.

По ГОСТ 11987-81 трубчатые аппараты с естественной циркуляцией и выносной греющей камерой состоят из кипятильных труб высотой 4 и 5м при диаметре dн=38 мм и толщине стенки δст=2 мм.

Примем высоту кипятильных труб Н=4 м. При пузырьковом (ядерном) режиме кипения паронаполнение составляет ε=0,4-0,6.

Примем ε =0,5. Плотность водных растворов, в том числе раствора CuSO4 при температуре 25 °С и соответствующих концентрациях в корпусах равна:

ρ1=1063 кг/м3

ρ2=1218 кг/м3

При определении плотности растворов в корпусах пренебрегаем изменением ее с повышением температуры от 25°С до температуры кипения ввиду малого значения коэффициента объемного расширения и ориентировочно принятого значения ε.

Давления в среднем слое кипятильных труб корпусов (в Па) равно:

Р1ср=Рвп1+ρ1∙g∙Н∙(1-ε)/2=208000 +1063∙9,81∙4∙(1-0,5)/2=0.2184 МПа

Р2ср=Рвп2+ρ2∙g∙Н∙(1-ε)/2=11400 +1218∙9,81∙4∙(1-0,5)/2=0,0231 МПа

Этим давлениям соответствуют следующие температуры кипения и теплоты испарения растворителя:

Р, Мпа. t, °C. r, кДж/кг.

Р1ср=0,2184 tcp1=122,6 rвп1=2187

Р2ср=0,0231 tcp2=62,85 rвп2=2344

Определим гидростатическую депрессию по корпусам (в °С):

Δ"1=tcp1-tвп1=122,6-121, 3 =1,3°С.

Δ"2=tcp2-tвп2=62,85-48,42=14,43°С

Сумма гидростатических депрессий:

Σ Δ"= Δ1"+ Δ2"=1,3+14,43=15,73°С

Температурную депрессию Δ' определим по уравнению Тищенко:

Δ'=1,62∙10-2∙Δ'атм∙(Т2)/rвп, (3.5)

где Т - температура паров в среднем слое кипятильных труб, К; Δ'атм - температурная депрессия при атмосферном давлении.

Находим значение Δ'атм1= 0,192 °С; Δ'атм2=0,57 °С.

Δ'1=1,62∙10-2∙Δ'атм1∙(Т12)/rвп1;

Δ'1=1,62∙10-2∙ (122,6+273)2 ∙0,192/2187 =0,22 °С;

Δ'2=1,62∙10-2∙Δ'атм2∙(Т22)/rвп2;

Δ'2=1,62∙10-2∙(66+273)2∙0,57/2344=0,44 °С.

Сумма температурных депрессий:

ΣΔ'=Δ'1+Δ'2=0,22+0,44=0,66°С

Температуры кипения растворов равны (в °С):

tк1=tг2+Δ'1+Δ"1+Δ'"1=120,3+0,22+1,3+1=122,82 °С

tк2= tбк+Δ'2+Δ"2+Δ'"2=47,42+0,44+14,43+1=63,29 °С

3.1.3 Полезная разность температур

Общая полезная разность температур равна:

ΣΔtп=Δtп1+ Δtп2

Полезные разности температур по корпусам (в °С) равны:

Δtп1=tг1-tкl=142,9-122,82=20,08°С

Δtп1=tг1-tкl=120, 3-63,29=57,01°С

Тогда общая полезная разность температуры равна:

ΣΔtп=20,08+57,01=77,09 °С.

Проверим общую полезную разность температуры:

ΣΔtп=tг1-tбк-(ΣΔ'+ΣΔ"+ΣΔ'")=142,9-47,42-(0,66+15,73+2)=77,09°С

3.1.4 Определение тепловых нагрузок

Расход греющего пара, производительность каждого корпуса по выпаренной воде и тепловые нагрузки по корпусам определим путем совместного решения уравнений тепловых балансов и уравнения баланса по воде для всей установки:

Q1=D∙(Iг1-i1)=1,03∙[Gн∙Сн∙(tк1-tн)+w 1∙(Нвп1-Св∙tк1)+Qконц1]; (3.6)

Q2= w1∙(Iг2-i2)=1,03∙[(Gн- w1)∙С1∙(tк2-tк1)+w 2∙(Iвп2-Св∙tк2)+Qконц2]; (3.7)

где 1,03 - коэффициент, учитывающий 3% потерь тепла в окружающую среду;

Сн, С1 - теплоемкости растворов соответственно исходного и в первом корпусах. кДж/(кг*К); Сн =4.14кДж/(кг*К), С1=3.994кДж/(кг*К).Св- теплоемкость воды, кДж/(кг*К).;tн - температура кипения исходного раствора при давлении в корпусе,0С; D- расход греющего пара, кг/с;

При решении уравнения можно принять:

Iвп1 ≈ IГ2; Iвп2 ≈ Iбк;

Qконц1, Qконц2-теплоты концентрирования по корпусам, кВт; так как эти величины имеют небольшое значение, то ими пренебрегаем.

Q1=D∙(2744-104.6)=1,03∙[5∙4.14∙(122.82-122.6)+w1∙(2711-4,19∙122.82)]

Q2=w1∙(2711-516.1)=1,03[(5-w1)∙3,994∙(63.29-122.82)+w2∙(2585-4.19∙63.29)]

W=w1+w2=3.95

Решение этой системы уравнений дает следующие результаты:

D=2.384 кг/с; w1=1.859 кг/с; w2=2.091 кг/с;

Q1=6292 кВт; Q2=4080 кВт

Результаты расчета сведены в табл. 1.

Таблица 1

3.1.5 Выбор конструкционного материала

Выбираем конструкционный материал, стойкий в среде кипящего раствора CuSO4 интервале изменения концентраций от 4 %, до 19 % [6]. Легированные стали с содержанием никеля являются нестойкими в среде растворов CuSO4. В этих условиях химически стойкой является сталь марки Х17 (5 балл стойкости). Скорость коррозии ее не менее 0,1 мм/год, коэффициент теплопроводности λст=25,1 Вт/(м∙К).

3.1.6 Расчет коэффициента теплопередачи

Коэффициент теплопередачи для первого корпуса определяем по уравнению аддитивности термических сопротивлений:

К1=(1/α1+Σδ/λ+1/α2)-1. (3.8)

Примем, что суммарное термическое сопротивление равно термическому сопротивлению стенки δст/λст и накипи δн/λн

Термическое сопротивление загрязнений со стороны пара не учитываем. Получим:

Σδ/λ=δст/λст+δн/λн (3.9)

где δст, δн - толщина стенки, толщина слоя накипи, м.

при δст=0,002 м.

при δн=0,0005 м.

где λст, λн - коэффициент теплопроводности стенки и накипи, Вт/(м∙К).

при λст=25,1 Вт/(м*К).

при λн=2 Вт/(м*К).

Σδ/λ=0,002 /25,1+0,0005/2=2,87 ∙10-4 м2*К/Вт.

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующего пара к стенке α1 равен:

α1=2,04∙((r1∙ρж12∙λж13)/(μж1∙Н∙Δt1))1/4. (3.10)

где r1 - теплота конденсации греющего пара, Дж/кг;

рж1, λж1, μж1 - соответственно плотность (кг/м3), теплопроводность Вт/(м*К), вязкость (Па*с) конденсата при средней температуре пленки:

tпл=tг1-Δt1/2

где Δt1 - разность температур конденсации пара и стенки, °С.

Расчет α1 - ведем методом последовательных приближений.

В первом приближении примем Δt1=2 °С. Тогда

tпл=142.9-2/2=141,9°С.

α1=2,04∙(2144∙103 ∙10322∙0,4083/0,19∙10-3∙4∙2)1/4=6484 Вт/(м2∙К)

Для установившегося процесса передачи тепла справедливо уравнение:

q=α1∙Δt1=Δtст/(ΣΔδ/λ)=α2∙Δt2, (3.11)

где q - удельная тепловая нагрузка, Вт/кв.м;Δtcт - перепад температур на стенке, °С;Δt2 - разность между температурой стенки со стороны раствора и температурой кипения раствора, °С.

Отсюда:

Δtст=α1∙Δt1∙(Σδ/λ)=6484∙2∙2,87∙10-4 =3,72°С.

Тогда

Δt2=Δtп1-Δtст-Δt1=20,08-3,72-2=16,36°С.

Коэффициент теплопередачи от стенки к кипящему раствору для пузырькового кипения в вертикальных кипятильных трубках при условии естественной циркуляции раствора равен:

α2=А∙(q0,6)=780∙(q0,6)∙(λ11,3)∙(ρ10,5)∙(ρп10,06)/((с10,3)∙(σ10,5)∙(гв10,6)∙(ρ00,66)∙(μ10,3))(3.12)

По справочной литературе определяем:

λ1=0,4159 Вт/(м∙К); ρ1=1068 кг/м3; ρп1=1,22 кг/м3; σ1=0,067 Н/м; гв1=2200∙103 Дж/кг; ρ0=0,529 кг/м3; с1=4095 Дж/кг∙К; μ1=0,265∙10-3 Па∙с

Подставив эти значения, получим:

α2=780∙(q0,6)∙0,41591,3∙10680,5∙1,220,06/0,0670,5∙(2200∙103)0,6∙0,5290,66∙

40950,3∙(0,265∙10-3)0,3=7,408∙(6484)0,6=1435 Вт/(м2∙К)

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

q1=α1∙Δt1=6484∙2=12968 Вт/кв.м

q2=α2∙Δt2=1435∙16,36=2348 Вт/кв.м

q1≠q2

Для второго приближения примем Δt1=5,0 град

Пренебрегая изменением физических свойств конденсата при изменении температуры на 3,0 град, рассчитаем α1 по соотношению:

α1=6484∙(2/5)1/4=5156 Вт/(м2∙К)

Получим:

Δtст=5156∙5∙2,87∙10-4=7,4 град;

Δt2=20,08-5-7,4=7,68 град;

α2=7,408*(5156∙5)0,6=3285 Вт/(м2∙К)

q1=5156∙5=25780 Вт/м2

q2=3285∙7,68=25229 Вт/м2

q1≈q2

Расхождение между тепловыми нагрузками не превышает 3%, следовательно, расчет коэффициентов α1 и α2 на этом можно закончить.

Находим К1:

К1=(1/5156+2,87∙10-4+1/3285)-1=1271 Вт/(м2∙К).

Далее рассчитываем коэффициент передачи для второго корпуса К2.

В первом приближении примем Δt1=4 °С. Тогда:

Δtпл=120. 3-2/2=118.3°С

α1=2,04∙(2210∙103 ∙1133∙0.4265/4∙4∙0.335∙10-3)1/4=5164 Вт/м2К

Δtст=5164∙4∙2,87∙10-4=5,93°С

Δt2=57,01-4-5,93=47,08°С

α2=780∙(q0,6)∙0,43661/3∙11870,5∙0,150,06/0,0960,5∙(2350*103)0,6 0,5290,66 ∙35090,3∙(0,851∙10-3)0,3 = 4,34(388∙4)0,6=1683 Вт/м2∙К

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок:

q1=α1∙Δt1=5164∙4=20656 Вт/м2

q2=α2∙Δt2=1683∙47,08=79236 Вт/м2

q1≠q2

Используя вышеописанный метод приближения, найдем:

Δt1=18.65°С

α1=5164∙(4/18,65)1/4=3514 Вт/м2К

Δtст=3514∙18,65∙2,87∙10-4=18,81°С

Δt2=57,01-18,81-18,65=19,55°С

α2=4,34∙(3514∙18,65)0,6=3368 Вт/м2∙К

q1=65536 Вт/м2

q2=65845 Вт/м2

q1≈q2

Определим К2:

К2=(1/3514+2,87*10-4+1/3368)-1=1151 Вт/м2∙К

3.1.7 Распределение полезной разности температур

Полезные разности температур в корпусах установки находим из условия равенства их поверхностей теплопередачи:

, (3.13)

где Δtп j, Qj, Kj - соответственно полезная разность температур, тепловая нагрузка, коэффициент теплопередачи для j-го корпуса.

Подставив численные значения, получим:

Δtп 1=77,09∙(6292/1271)/(6292/1271+4080/1151)=44,92 град;

Δtп 2=77,09∙(4080/1151)/(6292/1271+4080/1151) =32.17 град.

Проверим общую полезную разность температур установки:

Σ Δtп=Δtп1 +Δtп2 =44,92+32,17=77,09 °С

Рассчитаем поверхность теплопередачи выпарного аппарата по формуле (3.1):

F1=6292∙103/1271∙44,92=110,2 м2;

F2=4080∙103 /1151∙32.17=110,2 м2.

В последующих приближениях нет необходимости вносить коррективы на изменение конструктивных размеров аппаратов. Сравнение распределенных из условий равенства поверхностей теплопередачи и предварительно рассчитанных значений полезных разностей температур Δtп представлено в табл. 2:

Таблица 2

Второе приближение

Как видно, полезные разности температур, рассчитанные из условия равного перепада давления в корпусах и найденные в 1-ом приближении из условия равенства поверхностей теплопередачи в корпусах, существенно различаются. Поэтому необходимо заново перераспределить температуры(давления) между корпусами установки. В основе этого перераспределения температур(давлений) должны быть положены полезные разности температур, найденные из условия равенства поверхностей теплопередачи аппаратов.

3.1.8 Уточненный расчет поверхности теплопередачи

В связи с тем, что существенное изменение давлений по сравнению с рассчитанным в первом приближении происходит только в 1-ом корпусе, во втором приближении принимаем такие же значения Δ', Δ", Δ'" для каждого корпуса, как в первом приближении. Полученные после перераспределения температур(давлений) параметры растворов и паров по корпусам представлены в табл. 3:

Таблица 3

Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):

Q1=1,03∙[5∙4,14∙(97,98-96,46)+1,859∙(2711-4,19∙97,98)]=4438

Q2=1,03[(5-1,859)∙3,994∙(88,13-96,46)+2,091∙(2585-4,19∙88,13)]=4665

Расчет коэффициентов теплопередачи, выполненный описанным выше методом, приводит к следующим результатам [в Вт/(м2∙К)]:

К1=1223; К2=1089

Распределение полезной разности температур

Δtп 1= 77,09∙(4438/1223)/((4438/1223)+(4665/1089))=45,35 град;

Δtп 2= 77,09∙(4665/1089)/((4438/1223)+(4665/1089)) =31,73 град.

Проверим общую полезную разность температур установки:

Σ Δtп=Δtп1 +Δtп2 =45,36+31,73=77,09 °С

Сравнение полезных разностей температур Δtп, полученных во 2-ом и 1-ом приближении, представлено в табл. 4:

Таблица 4

Различие между полезными разностями температур по корпусам в 1-ом и 2-ом приближениях не превышает 5%.

Поверхность теплопередачи выпарных аппаратов:

F1=4438000/(1223∙45,35)=102,653 м2

F2=4665000/(1089∙31,73)=102,655 м2

По ГОСТ 11987 - 81 выбираем выпарной аппарат со следующими характеристиками:

Таблица 5

3.2 Расчет толщины тепловой изоляции

Толщину тепловой изоляции δи находят из равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции от поверхности изоляции в окружающую среду:

αв=(tст2-tв)=(λи/δи)∙(tcт1-tcт2), (3.14)

где αв=9,3+0,058∙tст2 - коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(м2∙К); tст2 - температура изоляции со стороны окружающей среды (воздуха),°С;tст1 - температура изоляции со стороны аппарата; ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата по сравнению с термическим сопротивлением слоя изоляции tст1 принимаем равной температуре греющего пара tг1 tв - температура изоляции окружающей среды (воздуха),°С; λи - коэффициент теплопроводности изоляционного материала, Вт/(м∙К). Рассчитаем толщину тепловой изоляции: при tcт2=35

αв=9,3+0,058∙35=11,33 Вт/(м2*К).

В качестве материала для тепловой изоляции выберем совелит (85% магнезии+15% асбест), имеющий коэффициент теплопроводности λи=0,09 Вт/(м*К). Тогда при tcт1=142,9 °С, t(возд)=20 °С:

δи=λи∙(tст1-tст2)/(αв∙(tcт2-tвозд)).

δи=0,09∙(142,9-35)/(11,33∙(35-20))=0,057 м.

Примем толщину тепловой изоляции 0,055 м и для второго корпуса тоже.

4.   РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА

4.1 Тепловой баланс

Кожухотрубчатые подогреватели предназначены для конденсации паров в межтрубном пространстве.Рассчитаем необходимую поверхность теплообменника, в трубном пространстве которого нагревается от 25 °С до 98 °С раствор CuSO4. Тепловой поток, принимаемый исходной смесью и, соответственно, отдаваемый насыщенным водяным паром:

Q=Gн∙c1∙(tк-tн), (4.1)

G - массовый расход жидкостной смеси, кг/с, с – средняя теплоемкость, Дж/кг∙с; t – начальная температура раствора, °С; t – конечная температура раствора, °С.

Q=5∙4029∙(98-25)=1531020 Вт

В качестве теплоносителя использовать насыщенный водяной пар с параметрами: t=142,9 °С.

По определенной по уравнению (4.1) тепловой нагрузке определяется расход второго теплоносителя c учётом потерь:

G=1,03∙Q/r (4.2)

где r – теплота конденсации пара.

G=1,03∙1531020/2141∙103=0,7365 кг/с

4.2 Определение ориентировочной поверхности теплообмена

Для определения ориентировочной поверхности теплообмена служит формула:

Fop=Q/Kop∙∆tср.лог. (4.3)

Где Кор – ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, соответствующее турбулентному течению; ∆tср. лог – среднелогарифмическая разность температур.

∆tср лог=[(tг1-tн1)-(tг1-tк1)]/ln[(tг1-tн1)/(tг1-tк1)] (4.4)

∆tср лог=[(142.9-25) – (142.9-98)]/2.69=76.8 ºC

Fop=1531020/800∙76.8=24.9 м2

4.3 Выбор теплообменника

Примем ориентировочное значение Re=15000 Что соответствует развитому турбулентному режиму течения жидкости в трубах. Такой режим течения возможен в теплообменнике с числом труб, приходящихся на один ход: для труб диаметром dн=20´2 мм.

N/z=4∙G1/p∙d∙Reop∙m1 (4.5)

N/z=4∙5/3,14∙0,016∙15000∙0,000552=48

Из табл.2.3 [2] выбираем теплообменник с близкой поверхностью теплообмена F=31 м2 и длиной труб l= 4 м, число ходов z=2; число труб n= 100, диаметром кожуха Dк=0,4м

В трубное пространство направим подогреваемый раствор, в межтрубное - греющий пар.

4.4 Уточненный расчет поверхности теплопередачи

Для выбора формулы для расчета коэффициента теплоотдачи α1 определим значение критерия Рейнольдса для подогреваемого раствора Re1 по формуле:

Re1=4∙G1/π∙d∙(n/z)*μ1, (4.6)

где d – внутренний диаметр труб теплообменника, м; n- число труб, z- число ходов (см.табл.2.3.[2]).

Re1 =4∙5/(3,14∙0,02∙(100/2)∙0,000552) = 10989.

Значение критерия Прандтля найдем по формуле:

Pr1 = с1∙μ1/λ1 (4.7)

Pr1 = 4029∙0,000552/0,576=5,5.

Так как значение Re1 равно 10989, то значение критерия Нусельта найдем по формуле:

Nu1=0,021∙Re10,8∙Pr10,43∙(Pr1/Prcт1)0,25 (4.8)

Поправкой (Pr1/Prcт1)0,25 принебрегаем т.к. разница температур между жидкостью и стенкой невелика, меньше Δtср.

Nu1=0,021∙10989 0,8∙5,5 0,4= 74,7 Вт/м∙К

Значение коэффициента теплоотдачи α1 определим по формуле:

α1= Nu1∙λ1/d (4.9)

α1= 74,7∙0,4046/0,021 = 1439 Вт/м2∙К

Примем, что значение тепловых проводимостей стенки трубы со стороны пара 11600 Вт/м2∙К со стороны кипящего раствора 2900 Вт/м2∙К.

1/S=1/(1/11600+0,002/25,1+1/2900)=0,00051 Вт/м2∙К.

Найдём число Рейнолдса для газовой фазы:

Reг=Gп∙dвн/Sмтр∙∑δ/λ=0,7365∙0,025/0,017∙0,00051=2124 (4.10)

α2=2,04∙ε∙λст∙(ρ∙L n/Gпμ)1/3 = 2,04∙0,7∙25,1∙(0,592∙4∙100/0,7365∙0,001)1/3 =4336

К=1/(1/2124+0,00051+1/4336)= 696,6 Вт/м2∙К.

Тогда требуемая поверхность теплопередачи:

Fтр=Q/(K∙Δtср)= 1531020/76,8∙696,6=28,6 м2.

Из табл. 2.3 [2] выбираем теплообменник с близкой поверхностью теплообмена. Расчёты подтверждают, что выбранный ранее теплообменник является оптимальним.

Запас поверхности:

∆=(31-28,6)∙100/28,6=8,39 % (4.12)

4.5 Определение гидравлического сопротивления теплообменника

А) в трубном пространстве:

Скорость среды в трубах теплообменника:

ωтр = 4∙G1∙z/(3,14∙d2∙n∙ρ 1) (4.13)

ωтр = 4∙ 5∙2/(3,14∙(0,021)2∙100∙1023) =0,28 м/с.

Для определения коэффициента трения λ нужен Re среды. Re= 12800.

Коэффициент трения λ рассчитываем по формуле:

Т.к. диаметр кожуха выбранного теплообменника равен Dk= 600 мм, а число ходов z= 2, то диаметр условного прохода его штуцеров равен dш= 150 мм (см.табл.2.6.[2]).

Скорость потока в штуцерах:

ω ш=4∙Gтр/(3,14∙ ρтр∙d трш2)= 4∙ 5/(3,14∙ 1023∙(0,15)2)= 0,0,277 м/с. (4.14)

Расчетная формула для определения гидравлического сопротивления в трубном пространстве имеет вид (формула(2.35) [2]):

ΔРтр=, (4.15)

где L-длина труб теплообменника, м.

ΔРтр= 1392 Па.

Б) В межтрубном пространстве:

Число рядов труб, омываемых потоком в межтрубном пространстве:

m≈(n/3)0.5=(100/3)0.5≈6 (4.16)

Число сегментных перегородок х=14 (см. табл. 2.7[2]).

Диаметр штуцеров к кожуху dмтр.ш=0,2 м, скорость потока в штуцерах:

 (4.17)

Скорость теплоносителя в межтрубном пространстве ωмтр определяется по формуле:

 (4.18)

ΔРмтр=, (4.19)

ΔРмтр=21234 Па.

5. РАСЧЕТ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ

5.1 Расчет барометрического конденсатора

Для создания вакуума в выпарных установках обычно применяют конденсаторы смешения с барометрической трубой. В качестве охлаждающего агента используют воду, которая подаётся в конденсатор чаще всего при температуре окружающей среды (около 20°С). Смесь охлаждающей воды и конденсата выливается из конденсатора по барометрической трубе. Для поддержания постоянства вакуума в системе из конденсатора с помощью вакуум-насоса откачивают неконденсирующиеся газы.

Необходимо рассчитать расход охлаждающейся воды, основные размеры (диаметр и высоту) барометрического конденсатора и барометрической трубы, производительность вакуум-насоса.

5.1.1 Расход охлаждающей воды

Расход охлаждающей воды gb определяют из теплового баланса конденсатора:

Gв=w2*(Iбк-cв*tк)/(cв*(tк-tн)), (5.1)

где Iбк - энтальпия паров в барометрическом конденсаторе, Дж/кг; tн - начальная температура охлаждающей воды, °С;tк - конечная температура смеси воды и конденсата, °С.

Разность температур между паром и жидкостью на выходе из конденсатора должна быть 3-5 град. Поэтому конечную температуру воды tк на выходе из конденсатора примем на 3 град ниже температуры конденсации паров;

При tбк=47,42°С

tк=tбк-3,0=47,42-3=44,42 °С

Тогда при tн=20 °С

Gв=2,091 (2585∙10З-4,19∙10З∙44,42)/(4,19∙10З∙(44,42-20))=49,09 кг/с

5.1.2 Диаметр конденсатора

Диаметр барометрического конденсатора dбк:

dбк=(4∙w2 /(ρ∙π∙v))0,5, (5.2)

где ρ - плотность паров, кг/куб.м; v - скорость паров, м/с.

При остаточном давлении в конденсаторе порядка 104 Па скорость паров v=15-25 м/с. Тогда при v=20 м/с:

dбк=(4∙2,091/(3,14∙20∙0,067))0,5=1,41м.

По нормалям НИИХИММАШа [12] подбираем конденсатор диаметром, равным расчётному или ближайшему большему. Определяем его основные размеры. Выбираем барометрический конденсатор диаметром dбк=1600 мм.

5.1.3 Высота барометрической трубы

В соответствии с нормалями [12], внутренний диаметр барометрической трубы dбт равен 300 мм. Скорость воды в барометрической трубе

VВ=4*(Gв+w2)/(ρв*π*(dбт2)) (5.3)

VВ=4*(49,09 +2,091)/(1000*3,14*(0,32))=0,724 м/с.

Высота барометрической трубы

Hбт=B/(ρв*g)+(1+Σξ+λ∙(Hбт/dбт)∙(vв2)/(2∙g)+0,5 (5.4)

где В - вакуум в барометрическом конденсаторе, Па; Σξ - сумма коэффициентов местных сопротивлений; λ - коэффициент трения в барометрической трубе; 0,5 - запас высоты на возможное изменение барометрического давления, м.

При Рбк=11000 Па.

В=Ратм-Рбк=98000-11000= 87000 Па

Σξ=ξвх+ξвых=0,5+1,0=1,5

где ξвх, ξвых - коэффициенты местных сопротивлений на входе в трубу и на выходе из нее.

Коэффициент трения λ зависит от режима течения жидкости. Определим режим течения воды в барометрической трубе:

Re=vв*dбт*ρв/μв=0,724 *0,3 *1000/0,574*10-3=402222

Для гладких труб при Re =4022222 λ =0,019

Подставим в (5.4) указанные значения, получим:

Нбт=87000/(1000∙9,81)+(1+1,5+0,019*(Нбт/0,3)∙(0,724 2)/(2∙9,81))+0,5

Отсюда находим Нбт=9,55 м.

5.2 Расчет производительности вакуум-насоса

Производительность вакуум-насоса Gвозд определяется количеством газа (воздуха), который необходимо удалять из барометрического конденсатора:

Gвозд=2,5∙10-5∙(w2 +Gв)+0,01*w2. (5.5)

где 2,5*10-5 - количество газа, выделяющегося из 1кг воды; 0,01 - количество газа, подсасываемого в конденсатор через неплотности, на 1кг паров. Тогда

Gвозд=2,5∙10-5 ∙(2,091+49,09)+0,01∙2,091=0,02219 кг/с

Объемная производительность вакуум-насоса равна:

Vвозд=R∙(273+tвозд)∙Gвозд/(Мвозд∙Рвозд) (5.6)

где R - универсальная газовая постоянная, Дж/ (кмоль*К); Мвозд - молекулярная масса воздуха, кг/моль; tвозд - температура воздуха, °С; Рвозд - парциальное давление сухого воздуха в барометрическом конденсаторе, Па.

Температуру воздуха рассчитывают по уравнению

tвозд=tн+4+0,1∙(tк-tн)=20+4+0,1∙(44,42-20)=26,44 °С

Давление воздуха равно:

Рвозд=Рбк - Рп,

где Рп - даление сухого насыщенного пара (Па) при tвозд=26,44 °С.

Подставив, получим:

Рвозд=0,11∙9,81∙104 -0,035∙9,81∙104=6958 Па

Тогда:

Vвозд=8310∙(273+26,44)∙22,19∙10-3/(29∙6958)=0,274 м3/с= 16,4 м3/мин.

Зная объёмную производительность Vвозд=16,4 и остаточное давление Рбк, по каталогу [13] подбираем вакуум-насос типа ВВН-25 мощностью на валу N=48 кВт.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте был рассмотрен процесс выпаривания и произведены расчеты основного оборудования, а также было подобрано вспомогательное из стандартного. В результате расчетов были получены следующие результаты:

Выпарной аппарат (по ГОСТ 11987-81): номинальная поверхность теплообмена -125 м2; диаметр труб -38мм; высота труб-4м;

теплообменник для нагрева исходной смеси (ГОСТ 15118 - 79): поверхность теплопередачи 31 м2, диаметр кожуха 400мм; число ходов 2; число труб 100, длиной 4м;

барометрический конденсатор: диаметр -1600 мм, высота – 9,55 м;

вакуум-насос: марки ВВН-25: при оптимальных условиях работы: производительность 3,67 м3/мин, остаточное давление - 75 мм. рт. ст, мощность N=48 кВт.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов. Л.: Химия, 1976. - 552 с.

2. ГОСТ 11987-81. Аппараты выпарные трубчатые.

3. Справочник химика. М-Л.: Химия, Т. III, 1962. 1006 с. Т. V, 1966. - 974 с.

4. Каталог УКРНИИХИММАШа, Выпарные аппараты вертикальные трубчатые общего назначения. М.: ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1979. - 38 с.

5. Мищенко К.П., Полторацкий Г.М. Термодинамика и строение водных и неводных растворов электролитов. Изд. 2-е. Л.: Химия, 1976. - 328 с.

6. Воробьева Г.Я. Коррозионная стойкость материалов в агрессивных средах химических производств. Изд. 2-е. М.: Химия, 1975. - 816 с.

7. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии. Изд. 9-е. М.: Химия, 1973. - 750 с.

8. Викторов М.М. Методы вычисления физико-химических величин и прикладные расчеты. Л.: Химия, 1977. - 360 с.

9. Чернышев А.К., Поплавский К.Л., Заичко Н.Д. Сборник номограмм для химико-технологических расчетов. Л.: Химия, 1974, - 200 с.

10. ОСТ 26716-73. Барометрические конденсаторы.

11. Вакуумные насосы. Каталог-справочник. М.: ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1970. - 63 с.

12. Чернобыльский И.И. Выпарные установки. Киев: Изд. Киевского ун-та, 1960. - 262 с.

13. Кичигин М.А., Костенко Г.Н. Теплообменные аппараты и выпарные установки. М.: Госэнерго-издат, 1955. - 392 с.

14. Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию. Под ред. Ю.И. Дытнерского. М.: Химия, 1991. - 496 с.