Порядок выполнения расчета

1. Выбирается материал однослойной теплоизоляции.

2. Оценивается величина t_ср и находится значение коэффициента теплопроводности λ теплоизоляции.

3. С использованием связей (2.6) определяется толщина теплоизоляции δ при заданных q_l или t_из. Нормативные значения q_l и t_из берутся из [10,11] или при выполнении расчета в курсовом проекте принимаются из интервалов q_l = 160 – 200 Вт/м, t_из = 40 – 55 °С. Температуру определяют

4. Вариантными расчетами или аналитически находится оптимальная толщина теплоизоляции δ_опт кожуха теплообменника с использова­нием выражений (2.1) и (2.3). При этом число часов работы теп­лообменника в год принимается τ = 6000 ч/год, а вес изоляции кожуха выражается через ее плотность и объем G_из = ρ_изV_из = πδlρ_из(D+δ), где l и D – длина и диаметр кожуха теплообменника. Стоимость тепловой энергии можно принять равной S_Э = 1400 руб/Гкал, а стоимость теплоизоляции с учетом её монтажа ориентировочно S_из = 180 руб/кг. Срок службы изоляции принимается равным T_н = 8 годам.

5. Строится графическая зависимость δ = f (П) для области изменения П, содержащей δ_{опт .}.

 

2.8. Расчет и выбор вспомогательного оборудования

 

В зависимости от фазового состояния теплоносителя, для которого рассматривалось потеря давления в теплообменнике, нужно выбрать насос (для жидкого теплоносителя) или вентилятор (для газов).

Насосы. В промышленности широко применяются лопастные (центробежные, осевые, вихревые) и обычные (поршневые, шестеренчатые, винтовые и др.) насосы. Выбор типоразмера насоса из числа стандартных осуществляется по значениям расхода G перемещающейся жидкости и преодолеваемого напора H. Напор определяется по формуле

 

м,

 

где Δp_па ­– падение давления теплоносителя в аппарате, Па; Н_г – геометрическая высота подъема жидкости, м; h_п – потери напора во всасывающей и линиях, м.

Затрачиваемая на перемещение жидкости мощность

 

, Вт.

 

Мощность на валу насоса должна быть выше. С учетом коэффициентов полезного действия насоса η_н и передачи η_пер при установившемся режиме работы данная мощность

 

 

Если к. п. д. насоса неизвестен, можно руководствоваться следующими пример­ными значениями его:

 

Насос	Центробежный	Осевой	Поршневой
К.п.д.	0,4 – 0,7 (малая и средняя подача) 0,7 – 0,9 (большая подача)	0,7 – 0,9	0,65 – 0,85

 

К. п. д. передачи зависит от способа передачи усилия. В центробежных и осевых насосах вал электродвигателя обычно непосредственно соединяется с валом насоса; в этих случаях η_пер ≈ 1. В поршневых насосах чаще всего используют зубчатую передачу; при этом η_пер = 0,93 - 0,98.

При расчете затрат энергии на перекачивание необходимо учитывать, что мощ­ность N_дв, потребляемая двигателем от сети, больше номинальной вследствие потерь энергии в самом двигателе:

 

 

где η_ДВ - коэффициент полезного действия двигателя.

Если к. п. д. двигателя неизвестен, его можно выбирать в зависимости от номиналь­ной мощности:

 

NН, кВт	0,4-1	1-3	3-10	10-30	30-100	100-200	>200
ηДВ	0,7-0,78	0,78-0,83	0,83-0,87	0,87-0,9	0,9-0,92	0,92-0,94	0,94

 

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

 

.

 

Коэффициент запаса мощности β берётся в зависимости от величины N_ДВ: при N_ДВ < 1 кВт β = 2 – 1,5; при N_ДВ = 1 - 50 кВт β = 1,5 – 1,15; при N_ДВ > 50 кВт β = 1,1.

Устанавливая насос в технологической схеме, следует учитывать, что высота вса­сывания Н_ВС не должна превышать значения, вычисленного по формуле

 

,

 

где p₁ - давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости при рабочей темпера­туре; ω_ВС - скорость жидкости во всасывающем патрубке насоса; h_{П ВС} - потеря напора во всасывающей линии; h₃ - запас напора, необходимый для исключения кавитации (в центробежных насосах) или предотвращения отрыва поршня от жидкости вслед­ствие сил инерции (в поршневых насосах).

Для центробежных насосов

 

где n – частота вращения вала, с^-1.

Для поршневых насосов при наличии воздушного колпака на всасывающей линии

 

где l - высота столба жидкости во всасывающем трубопроводе, отсчитываемая от сво­бодной поверхности жидкости в колпаке; f₁ и f₂ - площади сечения соответственно поршня и трубопровода; и - окружная скорость вращения, м/с; r - радиус кривошипа, м.

При известных значениях G, H и N_уст по каталогам или по таблицам в литературе [3] (с. 38 - 42), [4] (с. 92, табл. 2.5), [6] (с. 28, табл. 3.1) выбирается типоразмер насоса. Подробные сведения о насосах приведены в [12] (с. 475 - 827), где даны необходимые их рабочие характеристики, габаритные и размеры, представлены разрезы стандартных насосов выпускаемых промышленностью.

Численные примеры расчета и выбора насоса приведены в [3] (с. 21 -23), в [4] (с. 90 - 91), в [6] (с. 33 - 34).

 

Вентиляторы. Вентиляторами называют машины, перемещающие газовые среды при степени повышения давления до 1,15. В промышленности наиболее распространены цен­тробежные и осевые вентиляторы. В зависимости от давления, создаваемого вентиля­торами, их подразделяют на три группы: низкого давления - до 981 Па, среднего - от 981 до 2943, высокого - от 2943 до 11 772 Па. Центробежные вентиляторы охваты­вают все три группы, осевые вентиляторы - преимущественно низкого давления, в очень редких случаях - среднего.

Поскольку повышение давления в вентиляторах невелико, изменением термодина­мического состояния газа в них можно пренебречь, и к ним применима теория машин для несжимаемой среды, т. е. насосов.

Мощность, потребляемую вентиляторами, рассчитывают по тем же формулам, что и для насосов. Требуемый напор вентилятора (в м столба газа) определяют по формуле

 

 

где Δр - потеря давления теплоносителя в аппарате; h_п - суммарные потери напора во всасывающей и нагнета­тельной линиях.

К. п. д. центробежных вентиляторов обычно составляет η_н = 0,6 - 0,9, осевых η_н = 0,7 – 0,9. При непосредственном соединении валов вентиляторов и двигателя η_пер = 1, при клиноременной передаче η_пер = 0,98.

По значениям расхода газа и требуемого напора выбирается по каталогам или по таблицам в литературе [3] (с. 42), [12] (с. 866 – 901, с. 950 - 961) марка вентилятора и тип электродвигателя к нему.

Численный пример расчета и выбора вентилятора приведен в [3] (с. 23 -24).

 

Конденсатоотводчики. Теплообменник, где греющим теплоносителем является пар, должны оснащаться конденсатоотводчиком. Конденсатоотводчик устанавливается на конденсатоприводе за выпускным патрубком теплообменника. Его назначение – автоматически пропускать конденсат и задерживать пар, не теплообменном аппарате. Значение конденсатоотводчиков очень велико. Потери пара только из-за неудачной конструкции конденсатоотводчиков и не правильной их эксплуатации могут достигать в среднем до 25% количества потребляемого пара.

По принципу действия конденсатоотводчики подразделяются на следующие основные типы:

1) конденсатоотводчики с гидравлическим затвором;

2) конденсатоотводчики с гидравлическим сопротивлением;

3) конденсатоотводчики с механическим затвором.

Конденсатоотводчики относят к трубопроводной арматуре, т. е. к устройствам, устанавливаемым на трубопроводах, аппаратах, ёмкостях для управления потоков рабочих сред. Некоторые сведения по трубопроводной арматуре и по её выбору приведены в [1] (с. 303 - 313), [13] (с. 177 – 199).

 

2.9. Специальный вопрос

 

В качестве индивидуальных заданий могут быть предложены, например, следующие.

Для теплообменников, где теплоносители не претерпевают фазовых превращений:

- предложить и обосновать расчетами мероприятия по увеличению передаваемой тепловой мощности Q на 10, (15, 20) %;

- предложить и обосновать расчетами мероприятия по снижению гидравлического сопротивления Δр на 10, (15, 20) %;

- найти зависимость передаваемой тепловой мощности Q от толщин слоёв загрязнений δ_з,1 на стенке со сторон целевого теплоносителя и δ_з,2 со стороны обеспечивающего теплоносителя; построить графики при δ_з,2 = 0, при δ_з,1 = 0, при одинаковом росте δ_з,1 и δ_з,2;

- определить зависимость , где n – число дефектных трубок, выводимых из работы путем установки пробок на сторонах входа и выхода теплоносителя; величина n измеряется от до значения, соответствующего 20 % величины площади поверхности теплопередачи F;

- определить тепловую мощность теплообменника при другом размещении теплоносителей в трубном и межтрубном пространствах, отличном от первоначально принятого.

Для теплообменников – испарителей:

- определить критические плотность теплового потока q_пр и разность температур Δt_пр;

- определить, как изменяется характеристика теплообменника, если на стенку со стороны кипящей жидкости нанести покрытие, интенсифицирующее теплообмен;

- построить графические зависимости тепловой мощности теплообменника Q и расхода испаряемой жидкости G от давления, под которым находится эта жидкость;

- определить характеристики теплообменника для случаев, когда трубки изготавливаются из стали, меди, алюминия;

- предложить и обосновать мероприятия по повышению передаваемой тепловой мощности Q на 10, (15, 20)%.

Для теплообменников – конденсаторов:

- построить графические зависимости тепловой мощности Q, расхода пара D и воды G от давления пара p_s;

- построить графические зависимости тепловой мощности Q, расхода пара D и воды G от содержания в паре неконденсирующихся газов в интервале r = 0 – 5%;

- построить графические зависимости Q, D и G от доли F_конд площади поверхности теплопередачи F, залитой конденсатом; F_конд изменяется от 0 до 50%.

- построить графические зависимости Q, D и G от степени перегрева пара, т. е. от отношения температур t_перег / t_s где t_s - температура насыщения;

- определить влияние расхода воды G, при его изменении в интервале (0,5 - 2) G_ном на Q и D.

Выполнение индивидуальных заданий потребует от студента работу со специальной литературой, которую может порекомендовать преподаватель. Студент также сам производит поиск необходимых для решения задания источников.

⇐ Предыдущая12345Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: