/
Author: Лебедев П.Д. Щукин А.А.
Tags: инженерия теплоэнергетика теплотехника учебное пособие теплообмен издательство энергия
Year: 1970
Similar
Text
П. Д. ЛЕБЕДЕВ, А. А. ЩУКИН
ТЕПЛОИСПОЛЬЗУЮЩИЕ
УСТАНОВКИ
ПРОМЫШЛЕННЫХ
ПРЕДПРИЯТИЙ
(КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ)
Допущено министерством высшего и среднего
СПЕЦИАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ СССР В КАЧЕСТВЕ
УЧЕБНОГО ПОСОБИЯ ДЛЯ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ВУЗОВ
И ФАКУЛЬТЕТОВ
«ЭНЕРГИЯ»
МОСКВА 1970
Лебедев П. Д. и Щукин А. А.
Л 33 Теплоиспользующие установки промышленных пред-
приятий. (Курсовое проектирование). Учеб, пособие для
энергетических вузов и факультетов.
408 с. с илл.
•
В первой части книги рассмотрены теплообменные, сушильные
и холодильные установки, во второй части топочные устройства и
оборудование топок для сушильных установок и промышленных пе-
чей, примеры энергетической модернизации печей и использования
вторичных энергетических ресурсов. Примеры расчетов иллюстри-
руются графиками и чертежами, приводится литература и основные
справочные таблицы, необходимые для выполнения приведенных
расчетов, которые могут быть с успехом использованы и для выпол-
нения других аналогичных проектов.
Книга является учебным пособием для студентов специальности
«Промышленная теплоэнергетика» по курсовому проектированию
теплоиспользующих установок промышленных предприятий.
Книга может быть полезна и для инженеров-энергетиков.
3-3-2
9-70
8П2Л
Лебедев Пантелеймон Дмитриевич и
Щукин Алексей Александрович
ТЕПЛОИСПОЛЬЗУЮЩИЕ УСТАНОВКИ
ПРОМЫШЛЕННЫХ ПРЕДПРИЯТИЙ
Редактор В. В. Мурзаков
Ведущий редактор Л. Н. Синельникова
Переплет художника Н. Т. Ярешко
Технический редактор В. М. Скитина Корректор Н. В. Лобанова
Сдано в набор 21/V 1970 г.
Формат 70Х 108J/ie
Уел. печ. л. 35,7 + 2 вкл.
Тираж 20 000 экз.
Подписано к печати 7/X 1970 г. Т-15413
Бумага типографская Кв 2
Уч.-изд. л. 36,27
Цена 1 р. 47 к. Зак. 1243
Издательство „Энергия". Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10.
Московская типография № 10 Главполиграфпрома Комитета по печати при Совете
Министров СССР. Шлюзовая наб., 10.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие................................................................. 5
Общие методические указания по курсовому проектированию..................... 7
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
Глава первая. Теплообменные аппараты........................................12
1-1. Методика проектирования рекуперативных теплообменных кожухотрубчатых
аппаратов непрерывного действия..........................................16
1-2. Примеры проектированйя теплообменников.................................18
Пример 1-1. Сравнение расчетных вариантов отопительного пароводяного
подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогрева-
теля ...................................................................18
Пример 1-2. Расчет четырехходового вертикального пароводяного подогре-
вателя .................................................................26
Пример 1-3. Расчет горизонтального разборного маслоохладителя . . 30
Пример 1-4. Сравнительный расчет трех типов теплообменников: кожухо-
трубчатого, спирального и элементного...................................37
Пример 1-5. Определение оптимальной скорости воды в элементном тепло-
обменнике ..............................................................47
Пример 1-6. Расчет на прочность кожухотрубчатого теплообменника же-
сткой конструкции.......................................................49
Пример 1-7. Расчет воздухоохладителя с проволочным оребрением . . 53
Пример 1-8. Расчет теплоулоиителя из гладких и профилированных
листов..................................................................63
Пример 1-9. Расчет водонагревателя-аккумулятора с водяным обогревом 67
Пример 1-10. Расчет подогревателя мазута рубашечного типа периодиче-
ского действия..........................................................70
1-3. Характеристика теплообменников и их вспомогательного оборудования . . 74
А. Теплообменники........................’.................................74
Б. Вспомогательное оборудование и основные элементы теплообменных аппа-
ратов ..................................................................84
Глава вторая. Выпарные установки............................................88
2-1. Методика проектирования выпарных установок непрерывного действия . . 88
2-2. Примеры проектирования выпарных установок.............................94
Пример 2-1. Технико-экономические расчеты однокорпусной и двухкорпус-
ной выпарных установок для глицериновой воды и проверка экономической
целесообразности применения турбокомпрессора для однокорпусной выпарной
установки в качестве теплового насоса...................................94
Пример 2-2. Расчет трехкорпусной установки для выпарки КОН и выбор
для нее вспомогательного оборудования..................................105
Пример 2-3. Расчет выпарного аппарата для концентрирования серной
кислоты в производстве двуокиси титана.................................126
2-3. Характеристика выпарных аппаратов и их вспомогательного оборудования 138
2-4 Физико-химические свойства некоторых водных растворов..................141
Глава третья. Ректификационные установки...................................148
3-1. Методика проектирования ректификационных установок непрерывного
действия................................................................148
3-2. Примеры проектирования ректификационных установок.....................151
Пример 3-1. Технико-экономический расчет ректификационной установки
с колпачковыми и ситчатыми тарелками и с насадкой из колец Рашита для
смеси этиловый спирт — вода............................................151
3-3. Характеристика ректификационных колонн и их вспомогательного оборудо-
вания .................................................................169
Глава четвертая. Сушильные установки.......................................174
4-1. Методические указания к проектированию сушильных установок . . . 174
4-2. Примеры проектирования сушильных установок............................177
3
Пример 4-1. Тепловой и аэродинамический расчет лесосушильного цеха
с камерами непрерывного действия типа ЦНИИМОД-Гипро древ-56 произ-
водительностью 45000 ж3 условного лесоматериала в год.................
Пример 4-2. Расчет противоточной туннельной сушилки для кирпича с ре-
циркуляцией газов в зоне усадки, использующей отходящие газы от обжи-
говой печи..............................................................I®4
Пример 4-3. Технико-экономические расчеты трех типов сушилок для суш-
ки технологического песка производительностью 6000 кг/ч по сухому мате-
риалу: барабанной, с кипящим слоем и пневматической трубы-сушилки . 191
Пример 4-4. Проект сублимационной сушилки периодического действия . 207
4-3. Характеристика сушилок и вспомогательного оборудования сушильных уста-
новок .....................................................................217
4-4. Вспомогательные графики и таблицы для расчета сушильных установок . 223
Глава пятая. Трансформаторы тепла и холодильные установки .... 226
5-1. Некоторые указания к выбору типа трансформаторов тепла и холодильных
установок , , . ...................................................... ... 226
5-2. Примеры проектирования трансформаторов тепла и холодильных установок 230
Пример 5-1. Расчет достижимого коэффициента /инжекции и основных кон-
структивных размеров пароструйного компрессора . _у ’ . . . . . 230
Пример 5-2. Расчет и выбор пароэжекторной холодильной установки хо-
лодопроизводительностью 300000 ккал!ч ....-•............................238
Пример 5-3. Расчет компрессионной и абсорбционной холодильных устано-
вок холодопроизводительностью 300000 ккал!ч...........................255
5-3. Характеристика холодильных установок и их вспомогательного оборудова-
ния .......................................................................273
Литература к первой части...................................................288
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
Глава шестая. Топочные устройства и оборудование для топок . 291
6-1. Топочные устройства для сушильных установок . .....................291
Пример 6-1. Топка для получения газовоздушной смеси при сжигании
малосерниотого мазута....................................................294
Пример 6-2. Устройство для подогрева воздуха путем /смешения с продук-
тами сгорания природного газа (горелка, встроенная в воздухопровод) . 300
6-2. Топочные устройства для печей ...........................................303
Пример 6-3. Сравнение конструкции плоской и круглой инжекционных го-
релок для природного газа................................................306
Пример 6-4. Бесфакельная горелка для сжигания природного газа в чу-
гунолитейной вагранке....................................................312
Пример 6-5. Ротационная форсунка для мазута..............................318
Пример 6-6. Циклонная камера для сжигания мазута.........................325
Глава седьмая. Энергетическая модернизация печных установок. Высоко-
температурный подогрев воздуха в промышленных печах......................331
7-1. Общие приемы энергетической модернизации промышленных печей . . . 331
7-2. Примеры энергетической модернизации печных установок.....................332
Пр имер 7-1. Энергетическая модернизация чугунолитейной вагранки . . 332
Пример 7-2. Регенеративный воздухоподогреватель с «падающей» сыпу-
чей насадкой..............................................................336
Пример 7-3. Трубчатый стальной рекуператор для автономного подогрева
воздуха...................................................................343
Пример 7-4. Вращающийся регенеративный воздухоподогреватель . . 355
Пример 7-5. Регенеративный воздухоподогреватель с «кипящим» слоем
промежуточного теплоносителя..............................................360
Пример 7-6 Энергетическая реконструкция пятизонной методической печи
цеха горячей прокатки толстого листа из малоуглеродистой стали стана 2850 369
Глава восьмая. Использование вторичных энергетических ресурсов . . 378
8-1. Общие предпосылки........................................................378
8-2. Примеры проектирования установок с использованием вторичных энергоре-
сурсов....................................................................379
Пр и мер“ 8-1. Газотрубный котел-утилизатор для использования тепла тех-
нологических газов........................................................379
Пример 8-2. Котел-утилизатор для мартеновской сталеплавильной печи
емкостью 800 т............................................................382
Пример 8-ЗГ Установка для сухого тушения кокса.........................394
Пример 8-4. Система испарительного охлаждения глиесажных труб нагре-
вательной печи к крупнолистовому стану прокатного цеха....................398
Литература ко второй части....................................................407
4
ПРЕДИСЛОВИЕ
Книга предназначена в качестве учебного пособия для
студентов теплотехнических факультетов специальности «Про-
мышленная теплоэнергетика» при выполнении курсовых про-
ектов по теплоиспользующим установкам. Кроме того, книга
может быть использована энергетиками промышленных пред-
приятий.
Первая часть отводится проектам теплообменных, выпар-
ных, ректификационных, сушильных и холодильных устано-
вок.
В ней даются методические указания по курсовому проек-
тированию, приводятся задания и рассматриваются образцы
проектов с примерами тепловых, гидравлических и механиче-
ских расчетов различных теплоиспользующих установок
с обоснованиями выбора как отдельных элементов, так и всей
установки. Примеры расчетов иллюстрируются графиками и
чертежами, приводятся основные справочные таблицы по ти-
поразмерам проектируемых аппаратов и их вспомогательного
оборудования и другие материалы, необходимые для выпол-
нения приведенных расчетов, которые могут быть с успехом
использованы для выдачи заданий на аналогичные курсовые
проекты. Кроме того, указывается литература, которая может
быть использована при выполнении курсовых проектов по
установкам, примеров расчета которых в данном пособии не
имеется.
Во второй части книги приведены примеры расчетов и
проектирования рациональных конструкций огневой промыш-
ленной теплотехники: топок и топочного оборудования для
сушильных установок и промышленных печей, примеры энер-
гетической модернизации огнетехнических агрегатов и исполь-
зования вторичных энергетических ресурсов (котлы-утилиза-
торы и устройства испарительного охлаждения). Одним из
основных средств, улучшающих производственные показатели
работы печей путем интенсификации процессов тепло- и мас-
сообмена, является высокотемпературный нагрев воздуха, и
поэтому значительное внимание уделено конструкциям воз-
духоподогревателей. Кроме стальных трубчатых рекуперато-
ров, рассмотрены примеры расчета новых типов регенератив-
ных воздухоподогревателей непрерывного действия: вращаю-
щиеся, с падающей насадкой и с «кипящим» слоем мелкозер-
нистого промежуточного теплоносителя.
* I
В приведенных примерах приводятся только наиболее су-
щественные части расчетов, второстепенные же расчеты из-за
недостатка места опущены.
Первая часть книги написана проф. П. Д. Лебедевым,
вторая часть — проф. А. А. Щукиным. При разработке посо-
бия приняты наиболее целесообразные методики инженерных
расчетов — наиболее простые, но вместе с тем достаточно точ-
ные. В отдельных примерах наравне с простыми рекомендо-
ваны более сложные методы расчета. В книге в значительной
степени использованы студенческие курсовые проекты, выпол-
ненные под руководством авторов.
В книге отдельные примеры расчетов выполнили инже-
неры В. Б. Волков, А. Г. Виленская, И. В. Козадаева,
Д. П. Лебедев, С. А. Щукин, А. П. Неганов, Т. И. Хохлова,
за что авторы выражают им благодарность.
Авторы приносят также свою благодарность рецензентам
профессорам, докторам технических наук Л. С. Аксельроду
и Г. А. Матвееву за ценные замечания по нашей рукописи и
доценту, кандидату технических наук В. В. Мурзакову за
большую работу по редактированию книги.
Авторы
ОБЩИЕ МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
ПО КУРСОВОМУ ПРОЕКТИРОВАНИЮ
Цели и задачи курсового проектирования. Студенты, будущие ин-
женеры, должны уже в стенах вуза приобретать разносторонние и глу-
бокие научно-технические знания и готовиться к самостоятельному и
.творческому решению инженерных задач.
Одним из активных методов развития творческих способностей сту-
дентов является курсовое проектирование, целью которого является
выполнение следующих задач:
1) закрепить и углубить полученные знания путем использования
их для решения конкретных инженерных задач;
2) приучить студента пользоваться специальной литературой и дру-
гими техническими материалами;
3) расширить круг знаний студентов, предлагая им для изучения
стандарты, справочники, типовые проекты и другие специальные источ-
ники; акцентировать внимание студентов на строгом выполнении ГОСТ;
4) развить творческую инициативу студентов при самостоятельном
решении поставленных -перед ними задач и стремление к поискам ори-
гинальных решений;
5) ознакомить студентов с практическими задачами и современны-
ми научно-техническими решениями в области промышленной теплотех-
ники; •
6) усилить экономическую подготовку студентов путем выяснения
технико-экономических показателей проектируемого объекта, сопостав-
ления вариантов и т. п.;
7) усилить подготовку студентов в области охраны труда и техники
безопасности путем решения отдельных вопросов в этой области при
проектировании;
8) развить у студентов навыки систематического, технически и лите-
ратурно грамотного изложения в пояснительной записке, убедительного
обоснования принятых ими расчетных технических решений, методов
расчета и т. п.;
9) развить у студентов чувство ответственности за выполненную
ими работу и принятые решения и уменье обоснованно защищать их.
Нам представляется рациональной проводимая нами -в течение ря-
да лет следующая методика комплексного тематического курсового
проектирования. Для одинаковых условий студентам выдается ряд от-
дельных заданий по какой-либо теме, задачей которой является опреде-
ление оптимального типа аппарата или установки, и каждый студент
вначале делает проект заданного ему аппарата или устройства, выпол-
няя необходимые расчетные и графические работы, а затем, на послед-
7
нем этапе, он совместно с другими студентами делает технико-эконо-
мические расчеты, которые определяют оптимальный вариант. В этом
случае каждый студент отмечает как отдельные преимущества, так и
недостатки выполненного им вариан!а, защита курсовых проектов про-
ходит с элементами дискуссий и развивает творческую инициативу сту-
дентов.
Тематика и содержание курсовых проектов. Курсовой проект дол-
жен представлять собой решение комплексной инженерно-технической
задачи, включающей в себя выбор основных элементов и узлов проек-
тируемого объекта, расчет объекта или некоторых узлов элементов его,
разработку конструкции, технологического процесса или компоновки
объекта или какого-либо узла его, Обоснование принятых расчетных
нагрузок и технических решений (схемных, конструктивных, технологи-
ческих и т. п.).
Темы курсовых проектов должны быть реальными в том смысле,
что они должны соответствовать реальным задачам, решаемым в про-
мышленной теплоэнергетике на современном уровне науки и техники.
Тема и задание на проект должны быть составлены с учетом того, что-
бы студент мог самостоятельно выполнить его, пользуясь теми техниче-
скими материалами, которые он может получить в кабинете проектиро-
вания, в библиотеке и на соответствующей кафедре В каждом проекте
должен быть по возможности предусмотрен элемент новизны. Объем
и сложность таких элементов должны выбираться индивидуально с уче-
том уровня подготовленности студентов В отдельных случаях для наи-
более способных и подготовленных студентов могут выдаваться темы,
связанные с научно-исследовательскими и учебными исследовательски-
ми работами, или темы поискового характера. Однако и в этом случае
проектные разработки не должны подменяться исследовательскими ра-
ботами, последние должны служить только основой для выбора ори-
гинальных решений и разработок проектного характера
В тех случаях, когда это представляется возможным, для выбора
тем курсовых проектов, подбора технических материалов и проведе-
ния разработок, относящихся к курсовому проекту, рекомендуется ис-
пользовать производственную практику. Эффективна выдача тем курсо-
вого проекта до производственной практики, которую в этом случае на
всем протяжении можно использовать для сбора специального материа-
ла. Рекомендуется использовать возможности реального проектирова-
ния, если они представляются, с целью практического использования его
результатов в 'Промышленности или на кафедре. При сложных объектах
в этих случаях допускается совместное выполнение одной темы несколь-
кими студентами при условии выделения для каждого студента отдель-
ного задания для самостоятельной разработки.
Курсовой проект должен состоять из графической части (схемы,
конструкции, компоновки) и пояснительной записки. Чертежи (в коли-
честве двух-трех листов) должны выполняться в карандаше в соответ-
ствии с действующими стандартами. В пояснительной записке должны
быть приведены обоснования принятых решений, проведенные расчеты
с исходными формулами и пояснениями, краткое описание схемы, кон-
струкции, технологического процесса и т. п. с поясненйями к выбору
элементов и материалов и принятые в проекте меры по охране труда
и технике безопасности, а также технико-экономическая оценка получен-
ных результатов Пояснительная записка должна быть изложена не бо-
лее чем на 20—30 стандартных листах писчей бумаги с титульным ли-
стом, написана чернилами и оформлена в обложке.
Содержание проекта должно быть рассчитано на объем самостоя-
тельной работы студентов (включая ознакомление со справочными ма-
териалами) в пределах 50—-60 ч. Определение объема работы в эти^
пределах устанавливается в зависимости от нагрузки студента в данном
семестре другими видами самостоятельной работы и сложности зада-
ния.
Должны быть поставлены более квалифицированные вопросы по
технике безопасности (например, определение и меры по ограничению
температур на наружных поверхностях, защита персонала от аварий-
ных режимов и т. п.) и по экономике (например, выбор конструктивных
решений, материалов и технологических процессов с учетом их стоимо-
сти и надежности работы объекта, с учетом возможных расходов
в эксплуатации, к. п. д. объекта и т. п.). Если в некоторых проектах
объектом является не отдельный аппарат, а установка, состоящая из
нескольких аппаратов, в качестве конструкторской части может быть
разработка одного аппарата либо компоновка всей установки.
Вопросы охраны труда и техники безопасности должны решаться
при разработке схемы и компоновки устройсгва обеспечением защиты
и улучшением условий труда обслуживающего персонала при поль-
зовании устройствами или приборами, при возникновении аварийных
или опасных режимов, при нахождении и устранении неисправностей
и т. п. Вопросы экономики могут быть отражены при выборе элементов
и материалов по их стоимости и надежности, компоновке их, определе-
нии потерь энергии и надежности работы, определении стоимости объ-
екта и сопоставления вариантов и т. д.
Желательно задание на проект составлять так, чтобы решение ка-
кого-либо вопроса или разработка одного из узлов студентами носили
творческий характер и отличались от имеющихся ® литературе и учеб-
ных пособиях. Степень самостоятельности и сложность этих вопросов
должны выбираться с учетом возможностей студентов.
Организация и методика работы над курсовым проектом. Курсовой
проект должен выполняться после того, как прочитан курс, по которому
ведется проектирование. Теоретический и расчетный материал, доста-
точный для начата работы над проектом, должен быть сообщен сту-
дентам заблаговременно, с тем чтобы работа была возможна с первой
недели семестра. Работа студентов над проектом должна заканчивать-
ся за 2—3 недели до конца семестра.
На кафедрах следует выделить лицо, ответственное за выполнение
курсового проектирования. Ответственным руководителем проектирова-
ния должен являться лектор по этой дисциплине, тесно связанный с со-
ответствующими проектно-конструкторскими организациями и завода-
ми и активно ведущий исследования в этой области. В функции ответ-
ственного руководителя входят подбор тем курсовых проектов, разра-
ботка и пересмотр методических указаний и пособий по проектирова-
нию, составление или пересмотр бланка задания на проект, помощь мо-
лодым преподавателям, привлекаемым к руководству проектированием,
проведение вводной беседы со студентами. Ответственным руководите-
лям различных проектов по данной специальности рекомендуется'
совместно обсуждать содержание и методику проведения проектов с тем,
чтобы распределить между ними задачи, поставленные перед проекти-
рованием в целом, и методически правильно построить и согласовать
курсовое проектирование.
Для каждой учебной группы следует назначать не менее двух ру-
ководителей проекта с тем, чтобы каждый руководил проектами не бо-
лее 10 студентов.
Необходимо обеспечить регулярное посещение студентами консуль-
таций независимо от объема выполненной ими работы после предыду-
щей консультации и возникших у них вопросов. Это необходимо для
контроля за систем этической работой студента и для своевременного
устранения ошибок и недостатков.
Для каждого проекта кафедры обязаны составить бланки заданий
и методические указания или пособия (см. образец бланка задания).
9«
Задание на проект каждому студенту выдается на бланке, в котором,
кроме темы и исходных данных, должна быть указана литература и
необходимые пояснения. При выдаче задания со студентами проводит-
ся вводная беседа преподавателя о целях и задачах проекта, о требо-
ваниях к нему и о порядке его выполнения, о пособиях и технических
материалах, которыми студенты должны пользоваться при его выпол-
нении. На консультациях руководитель не должен подсказывать сту-
денту решение тех или иных вопросов или самому изменять решения,
принятые студентом. Он должен выслушать объяснения студента и
указать, что в них неправильно или необоснованно и в каком направле-
нии или в каких материалах следует искать правильные решения.
ОБРАЗЕЦ ЗАДАНИЯ
J
Наименование института Утверждаю (дата)
Кафедра------------- Зав. кафедрой (подпись)
ЗАДАНИЕ №
по курсовому проектированию
студенту--------------------------курса--------------группы______________
1. Тема проекта и исходные данные----------------------------------------1_
2. Задание на специальную разработку--------------------------------------------
3. Перечень обязательного графического материала-----------------------------------
4. Рекомендуемая литература и другие материалы ------------------------------------
5. Срок сдачи законченного проекта -------------------------------------------------
6. Дата выдачи задания---------------------------------------------------------------
Руководитель (подпись)
Задание принял к исполнению (дата)
Студент (подпись)
7. Дата защиты курсового проекта----------------------------------------------------
8. Оценка проекта экзаменационной комиссией ----------------------------------------—
Кафедрам рекомендуется отобрать образцы выполненных курсовых
проектов по всем дисциплинам и обеспечить возможность ознакомле-
ния с ними студентов. В помещении института следует отвести место
для работы студентов над проектами, где следует обеспечить возмож-
ность ознакомления студентов с методическими указаниями и пособия-
ми, основными техническими материалами и образцами выполненных
проектов.
На заседаниях кафедр следует обсуждать требования к курсовым
проектам и методику руководства ими, итоги курсового проектирования
и меры по повышению его эффективности.
10
Защита курсовых проектов. Студенты защищают курсовые проек-
ты перед комиссией из двух-трех преподавателей. Защита должна быть
публичной, на ней могут присутствовать все желающие студенты. Сту-
дент должен сделать краткий доклад по существу проекта в течение
8—10 мин и ответить на вопросы членов комиссии. Оценка курсового
проекта производится по четырехбалльной системе с учетом качества
выполнения и оформления проекта, степени самостоятельности при его
выполнении и уровня защиты проекта. После защиты всех проектов
проводится заключительная беседа руководителя со студентами с ана-
лизом лучших и худших проектов.
График защит курсовых проектов должен быть разработан и вы-
вешен для «сведения студентов и членов комиссии за 2—3 недели до на-
чала защит. Окончание работы над курсовым проектом и его защита
должны быть завершены не позднее чем за 1—2 недели до окончания
семестра.
Перед представлением курсовых проектов на комиссию они долж-
ны просматриваться руководителем. Студенты, не представившие проек-
та к сроку по графику или не получившие положительной оценки по
защите, допускаются к повторной защите только по рекомендации ко-
миссии.
Часть первая
Глава первая
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
В различных отраслях промышленности, на транспорте, в энергети-
ческих установках и в специальных установках новой техники приме-
няется огромное количество разнообразных теплообменных аппаратов.
Особенно велико типовое многообразие теплообменников, применяемых
в химической промышленности. На рис. 1-1 показана схема классифи-
кации теплообменных аппаратов химических производств по конструк-
тивным признакам [Л. 69].
Наиболее широкое распространение в промышленных установках
получили кожухотрубчатые рекуперативные теплообменники. Они мо-
гут работать в широком диапазоне температур и давлений и применя-
ются как в качестве индивидуальных аппаратов, так и >в виде элемен-
тов различных теплообменных (выпарных, ректификационных, холо-
дильных) установок. Поэтому в нашем кратком пособии мы и уделяем
им достаточно большое внимание.
На рис. 1-2 показаны основные типы кожухотрубчатых теплообмен-
ников, описание которых дано в [Л. 48].
В настоящее время разработано большое число теплообменников,
поверхность теплообмена которых выполнена из листовой стали — гоф-
рированных пластин (рис. 1-3,а). Эти теплообменники очень компактны
и по технико-экономическим, а для разборных конструкций и по эксплу-
атационным показателям превосходят лучшие теплообменники, изготов-
ленные из труб. Однако они пока еще не могут работать в области вы-
соких температур и давлений, поэтому в настоящее время их применяют
при давлениях до 16 ат и температурах до 150° С для разборных аппа-
ратов (между пластинами которых укладываются уплотнительные про-
кладки) и до 400°С для неразборных аппаратов (уплотнение пластин
в которых достигается сваркой). Разборные теплообменники из гофри-
рованных пластин выпускаются серийно Уралхиммашем (на давление
до 6 ат и температуру от —20 до +120° С) с поверхностью нагрева
ют 3 до 160 м2 в одном аппарате.
Неразборные пластинчатые теплообменники разработаны на рабо-
чее давление до 20 ат и температуру до 400° С. Компактные теплообмен-
ники (рис. 1-3,6) разработаны на давление до 16 ат и температуру до
400° С. Сотовые теплообменники, выполненные из профильного листа,
могут применяться до 64 ат и 600° С. (Пластинчаторебристые теплооб-
менники очень компактны, но они сложны в изготовлении и неудобны
в эксплуатации вследствие быстрого загрязнения поверхности теплооб-
мена. Аппараты, поверхность теплообмена которых выполнена из неме-
таллических материалов, предназначены для работы с жидкостями, па-
рами и газами, высокоагрессивными по отношению к металлам. Аппа-
раты из непроницаемого графита и прафитопласта выпускает Новочер-
касский электродный завод. В 1966 г. введен в действие единый каталог
на графитовую теплообменную аппаратуру. Температурный предел при-
12
Рис. 1-1. Классификация теплообменников.
менения непроницаемого графита составляет 150—180° С, а графитовых
пластин до 130° С, рабочее давление 3 ат, поверхность теплообмена
в одном аппарате блочного типа — до 20 м2.
Рис. 1-2 Типы кожухотрубчатых теплообменников
„__с жестким креплением трубных решеток; б — с обсаженными трубками; в —с линзовым ком-
пенсатором на корпусе; г —с U-образными трубками; д — с подвижной решеткой закрытого типа.
е__с подвижной решеткой открытого типа, ж — с сальником на штуцере, з —с сальниковым уплот-
нением на корпусе
Кроме рассмотренных, применяется большое количество аппара-
тов с поверхностью теплообмена, изготовленной из оребренных труб
(рис. 1-3).
14
a)
Рис. 1-3. Теплообменники из оребренных труб и гофри-
рованных пластин и их отдельные элементы.
а — из гофрированных пластин; б — чугунная труба с круглыми
ребрами; в — пластинчатый со сплюснутыми трубками; г — труб-
ка со спиральным оребрением; д — элемент компактного тепло-
обменника из профильных гофрированных пластин; е — чугун-
ная трубка с внутренним оребрением; ж — труба с плавнико-
вым оребрением; з — трубка с проволочным (биспиральным)
оребрением; и — многоребристая трубка; к — чугунная труба
с двусторонним игольчатым оребрением; л — трубка с продоль-
ным оребрением.
15
1-1. МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ РЕКУПЕРАТИВНЫХ
ТЕПЛООБМЕННЫХ КОЖУХОТРУБЧАТЫХ АППАРАТОВ
НЕПРЕРЫВНОГО ДЕЙСТВИЯ
Проектирование теплообменного аппарата включает в себя тепло-
вой и конструктивный расчет, расчет гидравлических сопротивлений и
расчет прочности основных деталей. Перед расчетом задается или вы-
бирается тип теплообменника, что делается с учетом агрегатного состоя-
ния, температуры и давления, расхода и загрязненности теплоносите-
лей, размеров помещения, а также затрат на материалы и изготовление,
удобства обслуживания, расходов при эксплуатации и других показа-
телей.
По данным теплового и конструктивного расчета необходимо преж-
де всего попытаться выбрать теплообменник из числа выпускаемых на-
шими заводами серийно и проверить его соответствие заданным усло-
виям. Детальное проектирование теплообменника оправдано и целесо-
образно только в том случае, если этим условиям не удовлетворяет ни
один из выпускаемых типов аппаратов.
Рекомендуется следующий порядок проектирования рекуперативных теплообмен-
ников:
1. Из материального 'баланса определяют тепловую производительность аппарата,
уточняют конечные температуры теплоносителей затем по справочникам находят
термодинамические и теплофизические коэффициенты переноса теплоносителей.
2. Определяют расходы греющего и нагреваемого теплоносителей по заданным
начальным и конечным их температурам.
3. В зависимости от агрессивности или других свойств теплоносителей выбирают
конструкционный материал и в зависимости от его технологических свойств прини-
мают ту или иную конструктивную схему теплообменника и решают вопрос о том,
какой теплоноситель следует подавать в трубное, а какой — в межтрубное про-
странство.
4. В зависимости от свойств теплоносителей выбирают схему теплообменника (про-
тивоток, прямоток или смешанный ток).
5. Определяют среднюю логарифмическую ((или арифметическую) разность тем-
ператур.
6. Подсчитывают Объемные расходы теплоносителей. Если теплоноситель — газ и
изменение его температуры и объема во время процесса теплообмена значительно, то
эти расходы подсчитывают для начальной, (конечной и средней температур.
7. Задаются диаметром трубок и (скоростью теплоносителя в них, затем опреде-
ляют число трубок.
S. Принимают в зависимости от спосбба крепления трубок и условий чистки шаг
между трубками; выбирают способ разметки трубных досок и определяют диаметр
кожуха теплообменника, обращая внимание на хорошее заполнение его сечения ([Л. 64,
Л. 18]).
9. Определяют площадь сечения межтрубного пространства и проверяют (скорость
теплоносителя в межТрубном пространстве. В случае необходимости увеличения коэф-
фициента теплоотдачи ставят продольные или поперечные перегородки в межтрубном
пространстве и увеличивают скорость теплоносителя.
НО. Определяют предварительную длину трубного пучка по формуле
mdn
и округляют ее величину до нормализованной и конструктивно удобной. Если длина
пучка превышает конструктивно удобные размеры, теплообменник следует выполнить
двух- или многоходовым.
11. Выбирают тип крышки, затем, задаваясь скоростью, определяют сечения
входных и выходных штуцеров. Обычно скорость в патрубках берется равной или не-
сколько (большей скорости в трубках илй (в межтрубном пространстве.
12. После окончания теплового и конструктивного расчета выбирают соответ-
ствующую конструкцию теплообменника, изготовляемого серийно, для которого изве-
стны сечения трубного и межтрубного пространства ((или ходов) и, следовательно, со-
ответствующие им скорости теплоносителей. По этим значениям скоростей теплоноси-
телей определяют значения коэффициентов .теплоотдачи а* и аг, а затем—коэффи-
циент теплопередачи k и теплопроизводигельность теплообменника, изготовляемого се-
рийно. Если расчет теплообменника велся для чистых поверхностей теплообмена, то
16
необходимо учесть (влияние загрязнений, выбрав поверхность теплообмена так, чтобы
теплопроизводительность аппарата была «а 10—200/о'-больше расчетной.
13. При расчете теплообменника для определения коэффициентов теплоотдачи при4-
ходится задаваться значениями температуры стенки. После окончания расчета необхо-
димо делать проверку и, если получилось несоответствие, делать перерасчет, задаваясь
новой температурой стенки, дока не (будет (установлено полное соответствие.
Проектирование теплообменника методом приближенных- вычислений довольно
трудоемко, поэтому при создании серийных типов теплообменных аппаратов составля-
ют расчетные алгоритмы и используют электронно-вычислительные цифровые машины.
С методикой расчета теплообменников на ЭЦВМ можно познакомиться в монографии
[Л. 37].
14. Бели по специфическим особенностям ((наличие коррозии, условия компактно-
сти, требование минимального веса) невозможно подобрать теплообменник, изготовляе-
мый серийно, тепловой расчет выполняется в полном соответствии с изложенным по-
рядком проектирования.
16. После теплового и конструктивного расчета проводят гидравлический расчет
и определяют потерю напора в трубном и межтрубном пространстве. Расчет ведется
по участкам, причем для каждого участка определяется падение напора по местному
сопротивлению, соответствующему данному участку. В расчет принимается максималь-
ная «скорость на этом участке. Полученные потери напора суммируются.
16. Допустимой считается конструкция теплообменника с гидравлическим сопро-
тивлением, меньшим заданного, или если перепад давления в нем по условию проекти-
рования не ограничен. Если сопротивление теплообменника слишком велико, приходит-
ся или менять конструкцию, или идти на параллельное включение теплообменников;
при этом необходимо произвести пересчет, так как изменение скоростей теплоносите-
лей влечет за собой изменение коэффициента теплопередачи и, следовательно, необ-
ходимой поверхности теплообмена.
17. iB заключение гидравлического расчета определяют мощность, затрачиваемую
на перемещение теплоносителя через теплообменник.
18. Для аппаратов, которые должны работать под давлением, в соответствии
с нормами и правилами Котлонадзора необходимо выполнить механический расчет
отдельных элементов на прочность. Механический расчет определяет необходимую
толщину корпуса, крышек, днищ, трубной доски, трубок, фланцев и т. д. Для аппара-
тов с жестким креплением трубных досок необходимо определить усилия от термиче-
ских напряжений и, если необходимо, рассчитать линзовый компенсатор.
19. После механического расчета выбирают вспомогательное оборудование (насо-
сы, вентиляторы, предохранительные клапаны, грязевики, конденсатоотводчики, рас-
ширительные бачки, фильтры и т. д.).
20. Для уменьшения тепловых потерь в окружающую среду теплообменники
должны иметь тепловую изоляцию, которую рассчитывают соответственно допустимым
тепловым потерям.
21. В объем курсового проекта может входить выбор системы контрольно-из-
мерительных приборов и автоматизации работы теплообменного аппарата.
22. (В некоторых случаях при курсовом проектировании выпарных, рекуператив-
ных, сушильных или холодильных установок дается задание подобрать теплообменник
из числа выпускаемых нашими заводами серийно упрощенным методом, без его де-
тального расчета по (методике, которая была рассмотрена (выше. В этом случае обычно
ставится задача, чтобы теплообменник при заданных начальных температурах обоих
теплоносителей и конечной температуре греющего теплоносителя обеспечил необходи-
мую теплопроизродительность. При такой постановке задачи расчет сводится к пове-
рочному -расчету, для которого могут быть использованы следующие приближенные
значения коэффициентов k и а:
а) Значения коэффициента теплоотдачи, а,
ккал/м*-ч-град:
При нагревании и охлаждении воздуха .... 10—50
То же перегретого пара................. 20—100
, „ масел ........................... 50—1000
. , воды.......................... . 200—10 000
При кипении воды........................... 2 500—45 000
При пленочной конденсации водяных паров . . 4000—15000
При капельной конденсации водяных паров . . 40000—120 00^
При конденсации органических паров......... 500—2 000
б) Значения коэффициента теплопередачи
k, ккал/м2'Ч-град:
При теплоотдаче от газа к газу............. 25
То же от газа к воде................... 50
. .от керосина к воде ............... 300
. .от воды к воде.................... I 000
, .от конденсирующегося пара к воде 2 500.
. .от конденсирующегося пара к маслам 300
. .от конденсирующегося пара к кипя-
щим маслам,....................... 500
2—1243
17
23. (Более сложной задачей курсового проектирования является определение оп-
тимального типа теплообменника /на основе тепловых, конструктивных и гидравлических
вариантных расчетов <и их технико-экономического анализа. Обычно при таком кур-
совом проекте технико-экономические показатели 'определяются упрощенным методом,
оптимальный тип теплообменника выбирается путем сравнения различных вариантов
Такой курсовой проект обычно выполняется двумя-тремя студентами.
Выбор наилучшего теплообменника из рассмотренных нескольких типов выпол-
няется на базе п,ехн1ико^экономических расчётов путем сопоставления величин расчет-
ных затрат С по вариантам. Оптимальным (при прочих равных условиях) будет ва-
риант, которому соответствует (минимум расчетных затрат:
C=S+\pnK, руб/год,
где S—'Годовые эксплуатационные расходы по данному варианту, руб/год; К — ка-
питальные затраты, руб.; (рн — нормативный коэффициент эффективности.
Расчет годовых затрат на амортизацию, ремонт и электроэнергию для теплооб-
менных аппаратов различной конструкции, но одинаковой теплопроизводительности
рекомендуется сводить-для удобства сравнения в таблицу.
При технико-экономических расчетах технологических и энергетических схем по
прейскурантам и справочникам определяются цены теплообменных аппаратов и нагне-
тателей .(вместе с двигателями) и стоимость их монтажа.
Экономические данные в ценниках сведены в таблицы. При экономических рас-
четах -в проектных организациях применение этих таблиц не вызывает затруднений.
Однако при расчетах на ЭЦВМ задание в машину больших таблиц требует значитель-
ного времени для их ввода, загромождает память машины и увеличивает время обра-
щения к ячейкам памяти.
В работе (Л. .37] приводятся уравнения для расчета на электронных вычислитель-
ных машинах цен теплообменных аппаратов, стоимости и монтажа и графическое
обобщение для расчета капитальных вложений в нагреватели. Эти графики использу-
ются для .составления таблиц, удобных для ввода в машину, однако эти простые урав-
нения и графики можно с успехом использовать и при курсовом 'проектировании тепло-
обменных аппаратов.
В данной главе рассмотрены примеры расчета некоторых теплообменников, кото-
рые выполняются .студентами (МЭИ при курсовом .проектировании.
Объем настоящего методического пособия не позволяет изложить все методы
расчета различных теплообменников, в связи с чем рекомендуется пользоваться сле-
дующей литературой: при расчете ребристых теплообменников (Л. 48, 8, 21]; ороси-
тельных теплообменников [Л. 71, 72]; смесительных теплообменников [Л. 22, 67, 95];
регенеративных теплообменников периодического действия |[Л. 48, 7, 80]; рекуператив-
ных теплообменников для печей 1[Л. 80, 7] и теплообменников с псевдокипящим слоем
[Л. 87].
1-2. ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Пример 1-1. Сравнение расчетных вариантов отопительного пароводя-
ного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного
подогревателя
Задание. Произвести тепловой и конструктивный расчет отопи-
тельного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секцион-
ного водоводяного подогревателя производительностью Q = 1 • 106ккал/ч.
Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t'2=7Q°C
и при выходе t"2—95° С. Температура сетевой воды при входе в водово-
дянои подогреватель /Т=140°С и при выходе /"i=80°C. Влияние за-
грязнения поверхности нагрева подогревателя и снижение коэффициен-
та теплопередачи при низких температурах воды учесть понижающим
коэффициентом р=0,65.
Для расчета пароводяного подогревателя приняты следующие до-
полнительные данные: абсолютное давление сухого насыщенного водя-
ного пара р—4 ат (ts= 142,9°С); температура конденсата, выходящего
из подогревателя, tK—tw число ходов воды z=2; поверхность нагрева
выполнена из латунных труб (Х=90 ккал/м-ч-град) диаметром d—
= 14/16 мм. Загрязнение поверхности учесть дополнительным тепловым
сопротивлением бз Аз=0,00015 м2 • ч • град!ккал.
В обоих вариантах скорость воды wT (в трубках) принять по воз-
можности близкой к 0,9 м]сек.
18
Для упрощения расчета принять рв='1 ООО кг/лс* 3.
На основе расчетов выбрать аппараты, выпускаемые серийно, и сде-
лать сопоставление полученных результатов.
Литература: [Л. 36, 64, 3].
Решение. Расчет пароводяного подогревателя. Расход воды опре-
деляем по формуле
Г— Q 1,106 ==
U~~ с (t"2 — Г2) — 1 (95—70)
= 40000 кг!ч
или
V = 40 Mzf4.
Число трубок в одном коде
Рис 1-4 Размещение трубок в трубной ре-
шетке трубчатого подогревателя.
а — по вершинам равносторонних треугольников;
б — по концентрическим окружностям.
3 600 w —
3,14-0,0142 шТ
3 600-1 -----т-----
и всего в корпусе
w=Woz=72*2=144 шт.
Принимая шаг трубок s — 25 мм, угол между осями трубной систе-
мы а=60° и коэффициент использования трубной решетки Чг=0,7, опре-
деляем диаметр корпуса:
D= 1,13s sina = 1,13-0,025 yf = 0,378 м или 378мм.
Определяем также диаметр корпуса по табл. 1-35 и рис. 1-4 при
ромбическом размещении трубок.
Для числа трубок п=п,=?=|144 находим в табл. 1-35 значение D'ls=
= 14 и, следовательно, 7У='14-25=350 мм.
Диаметр корпуса составит:
4-^+26=350+16+2-20=406 мм.
Принимаем для корпуса подогревателя трубу диаметрам 426/414 мм.
Приведенное число трубок в вертикальном ряду
m i/ п =V 144 = 12 шт.
Определяем коэффициент теплоотдачи ап от пара к стенке. Темпе-
ратурный напор
а/ t"» — — 95 70 ___,-Q _о р
— 142,9 — 70 ~0У,/ Ь-
Ь “FB — “ 142,9—95
Средние температуры воды и стенки:
t = tB — Af = 142,9 — 59,7 = 83,2° С; /ст=0,5 (t + tB) =
=0,5(83,2+ 142,9) ж 113°С.
Режим течения пленки конденсата определяем по приведенной дли-
не трубки (критерий Григулля) для горизонтального подогревателя,
равной:
L=mdeMAij (1-1)
2* 19
где т — приведенное число трубок в вертикальном ряду, шт.; — на-
ружный диаметр трубок, м;
M=/H—fCT ='142,9—113 = 29,9° С;
А = ^-=/(4) 1/м-град
выбирается по
Таблица 1-1
— температурный множитель, значение которого
табл. 1-1.
Значения температурных множителей в формулах для определения
коэффициентов теплоотдачи
Конденсирующийся пар Н,О Вода при турбулентном движении
Температура - насыщения, t, °C Л,, формула (1-1) формула (1-2) Аг, формула (1-6) Л,- 10s. фор- мула (1-7) Температу- ра t, ° С Ав, формула (1-3)
20 5,16 1,88 20 1 746
30 7,88 — 2,39 30 1909
40 11’4 — . - 2,96 40 2 064 .
50 15,6 3,56 50 2213
60 20,9 - - 4,21 60 2 350
70 80 27,1 34,5 7 225 10 439 4,91 5,68 70 80 2 490 2616
90 42*7 7 470 10 835 6,48 90 2 740
100 51,5 7 674 И 205 7,30 100 2 850
НО 60,7 7 855 11524 8,08 ПО 2957
120 130 70,3 82,0 8 020 . 8 140 11809 12 039 8,90 9,85 12(Г 130 $056 3150
140 94,0 8 220 12 249 10,8 140 3235
150 107* 8 300 12 375 11,8 150 3312
160 122 8 340 12 469 12,9 160 3385
170 136 8 400 12 554 14,0 170 2 450
180 150 8 340 12 579 15,0 180 3505
При /Н=142,9°С имеем At = 97,91 Ли • град, тогда^ £=12-0,016Х
X 29,9 «97,9—562, т. е. меньше величины LKp=3900 (для горизонталь-
ных труб), следовательно, режим течения пленки ламинарный.
Для этого режима коэффициент теплоотдачи от пара к стенке на
горизонтальных трубках может быть определен по преобразованной
формуле Д. А. Лабунцова:
ап = —=А== (1-2)
При ts—142,9° С по табл. 1-1 находим множитель А2=8 243, тогда
ап = -.* 8243 —=5320 ккал!м*• ч-град.
у/12-0,016 (142,9 —113) '
Определяем коэффициент теплоотдачи от стенки к воде. Режим
течения воды в трубках турбулентный, так как
р wrfB — 1-0,014 __oq
— 0,353-10-* — ZUU’
где коэффициент кинематической вязкости воды v =0,353*10-8 м21сек
при средней температуре воды t=83,2° С.
Коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении воды вну-
три трубок
_ »j»ie •
(1'3)
аз
20
при /==83,2° С по табл. 1-1 множитель А6=2656, следовательно,
ав = 2 656 0 г — 6 250 ккал/м2• ч • град.
В данном случае da=dB.
Расчетный коэффициент теплопередачи ^с учетом дополнительного теп-
левого сопротивления \ определяем по формуле для плоской стенки, так
как ее толщина меньше 2,5 мм:
k------------!________—
1 । а Л _1_
сьд X Xg
*?=—j----б~боТ— -----------1— = 1960 ккал/м2-ч* град.
5120+“9О“ + °’()ОО15 +6250
Уточненное значение температуры стенки трубок
, __142,9-5 3204-83,2.6250 ~1Ног
Гст ~ аи 4- ав ~ 5 320 4- 6 250 ~ 111
Поскольку уточненное значение /ст мало отличается от принятого
для предварительного расчета, то пересчета величины ап не производим.
Расчетная поверхность нагрева
р_________________ Q_______L11£L___8 55
Ориентируясь на полученную величину поверхности нагрева и на
заданный в условии диаметр латунных'трубок d=(14/16 мм, выбираем
пароводяной подогреватель горизонтального типа конструкции
Я- С. Лаздана (рис. 1-24, табл. 1-23а) с поверхностью нагрева Г=
=40,4 л2, площадью проходного сечения по воде (при z=2) fT=
=0,0132 -и2, количеством и длиной трубок 172X1200 мм, числом рядов
трубок по вертикали /п=12. Основные размеры подогревателя приве-
дены в табл. 1-236.
Уточним скорость течения воды w в трубках подогревателя:
w~3600fx=3600-0,0132 = 0’84 м/сек.
Поскольку активная длина трубок /=1200 мм, длина хода воды
£ = /2=1200-2 = 2 400 мм.
Определяем гидравлические потери в подогревателе.
Коэффициент гидравлического трения при различных режимах те-
чения жидкости и различной шероховатости стенок трубок можно под-
считать по формуле А. Д. Альтшуля [Л. 1]:
===1,81g—
Re-fH
где kt — приведенная линейная шероховатость, зависящая от высоты
выступов, их формы и частоты.
Принимая /51=0 (для чистых латунных трубок), формулу можно
представить в более удобном для расчетов виде (для гидравлически
гладких труб): *
= [1,8 lg Re — 1,5]« ’
21
Уточняем критерий Рейнольдса:
рр_________ 0,84*0,014 __лл
Re у 0,353.10-* —53 600.
Таблица 1-2
Значения /(Re) для гидравлически гладких труб по формуле (1-4)
Не* 10'» X т Не-10-’ Re-Ю-з Re-IO-» хт
10 0,0303 80 0,0184 320 0,0140
20 0,0253 90 0,0179 200 0,0153 340 0,0139
30 0,0230 100 0,0175 220 0,0150 360 0,0137
40 0,0215 120 0,0168 240 0,0147 380 0,0135
50 0,0205 140 0,0164 260 0,0146 400 0,01345»
60 0,0197 160 0,0160 280 0,0144
70 0,0190 180 0,0156 300 0,0142 3
Используя табл. 1-2, по известной величине Re находим Хт—0,0225.
Таблица 1-3
Значение коэффициента загрязнения труб
Материал труб и состояние их поверхности Х„ Ст
Медные и латунные чистые гладкие трубы Новые стальные чистые трубы . . . Старые (загрязненные) медные или латунные трубы Старые (загрязненные) стальные тру- бы 1,0 1,16 1,3 1,51—1,56
Потерю давления в подогревателе определяем с учетом дополни-
тельных потерь от шероховатости в результате загрязнений труб по
табл. 1-3 и потерь от местных сопротивлений по табл. 1-4.
Таблица 1-4
Коэффициенты местного сопротивления £ арматуры и отдельных элементов
теплообменного аппарата
Наименование детали * Наименование детали
Вентиль проходной d=50 мм 4,6 7,6 То же через колено в секцион- 2,0
при полном открытии .... То же d—400 мм ных подогревателях .... Вход в межтрубное пространст-
Вентиль Косва 1,0 во под углом 90° к рабочему
Задвижка нормальная Кран проходной 0,5—1,0 0,6—2,0 потоку Поворот на 180° в U-образной 1,5
Угольник 90* Колено гладкое 90°, R—d . . 1,0—2,0 0,3 трубке Переход из одной секции в дру- 0,5
То же, R=Ad ........ Входная или выходная камера (удар и поворот) Поворот на 180° из одной сек- ции в другую через проме- 1,0 1,5 тую (межтрубный поток) . . Поворот на 180° через перего родку в межтрубном прост- ранстве Огибание перегородок, поддер- 2,5 1,5
жуточную камеру 2,5 живающих «трубы Выход из межтрубного прост- ранства под углом 90° . . . 0,5 1,0
22
Для условий проектируемого теплообменника по табл. 1-3 для за-
грязненных латунных труб Хст=1,3, а по табл. 1-4 коэффициенты ме-
стных сопротивлений имеют следующие значения:
Вход в камеру .
Вход в трубки .
Выход из трубок .
Поворот на 180°
Выход из камеры
£
1,5.1=1,5
1,0-2=2,0
1,0-2=2,0
2,5-1=2,5
1,5-1=1,5
Потеря давления в подогревателе (при условии w = const)
/0,0225.2,4-1,3 , п гЛ 0,84-1000 _л_ ,
= (-----б~оТ4-----г"’5) 2-9 81------= 622 мм вод. ст.
Гидравлическое сопротивление пароводяных подогревателей по
межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его
величина вследствие небольших скоростей пара (до 10 м/сек) очень
мала.
Расчет секционного водоводяного подогревателя. Расходы сетевой
воды в трубках и воды, нагреваемой в межтрубном пространстве:
Gt с(<\—r\)““ 1 (140 —80) 16 700 кг/ч
пли VT=16,7 м3/ч\
r Q_______1-1Q6
мт — с (Га—Г,)~1 (95—70)
= 40000 кг/ч
или Гмт=40 мР/ч.
Площадь проходного сечения трубок (при заданной в условии рас-
чета скорости течения воды в трубках о>=<1 м/сек)
t* 3 600wT — 3 600-1 —-0,00464 м-
Выбираем подогреватель по МВН-2050-62 (рис. 1-25). Согласно
табл. 1-24а он имеет: наружный диаметр корпуса 168 мм и внутренний—
158 мм, число стальных трубок (размером 16X1.4 мм) и = 37 шт., пло-
щадь проходного сечения трубок /т = 0,00507 м2, площадь проходного се-
чения межтрубного пространства |мт=0,0122 м2.
Скорость воды в трубках и в межтрубном пространстве:
Збоо/Т 3 600-0,00507 ~ 0,91 м/сек,
Wtss~ Збоо)ит "3 600-0,0122 = 0*91 м/сек.
Таким образом, в результате расчета совершенно случайно получе-
ны одинаковые скорости воды (а>т = ^мт). >
Эквивалентный диаметр для межтрубного пространства
л ___^мт_________4-0,0122_______л 0907 м
3 Р 3,14(0,016.374-0,158)““ ’
Средняя температура воды в трубках и между трубками:
h = 0,5 4- fТ) = 0,5 (140 4- 80) = 110° С.
* В формуле для динамического давления
w2
р здесь и везде ниже под g следует
.понимать коэффициент пересчета, равный 9,81 н/кгс.
23
При этой температуре температурный множитель, необходимый для
дальнейших расчетов (по табл. 1-4 Д5т~2960);
/=0,5(/1+/2) =0,5(70+95) =82,5° С
(Д 5мт 2 650).
Режим течения воды в трубках (при /1=410° С vT=0,27 IX
Х10-6 м2!сек) и межтрубном пространстве (при /=82,5°С vMT=0,357X
X Ю~е м2)сек) турбулентный, так как
ре _________0,91 >0,0132 — .. гап.•
— 0,271.10-6 —
__ ^мт^э____0,91*0,0207 __р-р ЯПЛ
Кемт— — 0>357.10-б — о2бии.
Коэффициенты теплоотдачи (для турбулентного режима течений воды)»
w®’® о 91 °*8 '
ат = Д8Т = 2 960 0 *01з2<>л • = 6 530 ккал/м? • ч • град
(в данном случае d3 = d*)\
0 91 ° 8
а»ст==Лмт^=265Оо^о7?^- = 535О ккал/мъ-ч-град.
Расчетный коэффициент теплопередачи (коэффициент теплопровод-
ности стали Я,=39 ккал/м‘4-град) определяем по формуле для плоской
стенки, так как ее толщина меньше 2,5 мм:
k = q----------—=—-j----------------1—— 1730 ккал!м?'Ч • град.
'Т“+"Л"+'аГ 6 530"1 39 *"5350
*
Температурный напор
Л/ _ д'б - Д^м _ (140 - 95) - (80 - 70) _
~ 140 — 195 26,6 С-
1п Д<м 1п 80 — 70
Поверхность нагрева подогревателя
р____Я._____1-Ю6______94 8 м?
-Г—Ш~~ 1730*23,3 ’ м '
Длина хода по трубкам при среднем диаметре трубок d=
=0,5(0,016+0,0132) =0,0146 м
» /7 F 24,8 __14 R
L^= 3,14.0,0146*37 М'
Число секций (при длине одной секции /т^4 м)
Z=-^-=^^-==3,65 секции; принимаем 4 секции.
Уточненная поверхность нагрева подогревателя согласно техниче-
ской характеристике выбранного нами аппарата составит:
+=+,Z=6,84*4^27,4 м2.
Действительная длина хода воды в трубках и межтрубном про-
странстве £т=4«4=16 м; £мт=3,5«4=14 м (при подсчете L№T расстоя-
24
ние между патрубками входа и выхода сетевой воды, равное 3,5 м,
выбрано из конструктивных соображений).
Определяем гидравлические потери в подогревателе.
Коэффициенты гидравлического трения для трубок и межтрубного
пространства определяем по формуле Альтшуля при &=0,3«10~3 мм
(для бесшовных стальных труб изготовления высшего качества):
(1-5)
1,81g 44 500 —1,81g
/ 0,3-10-* \1
(44 500 птг-+7)]
= 0,022;
^мт г , о.з-ю^’ \1* —0,0145.
1,81g 52 800 — 1,8 1g 152 800 +.7 1
Коэффициенты местных сопротивлений для потока воды в трубках,
принимаем по табл. 1-4.
Вход в трубки . . . 1,5-4=6,0
Выход из трубок . . 1,5-4=6,0
Поворот в колене . . 0,5-3=1,5
S|T=13,5
Суммарный коэффициент местных сопротивлений для потока воды
в межтрубном пространстве определяется из выражения
S6„=13,5 Л12=13,5-1-4= 54.
/патр
Отношение сечений входного или выходного патрубка ^мт//патр=1.
Потери давления в подогревателе с учетом дополнительных потерь
Хет от шероховатости (для загрязненных стальных труб по табл. 1-3
принимаем ХСт=4,51):
9
/0,022-16 . С1 . 1ОК\ 0,91М000 оллп л
= 1 ~о"о1з2—1,514-13,5] — 2 9 81—=2400 мм вод. ст.
Потери в межтрубном пространстве подсчитываются по аналогич-
ной формуле, но лишь в том случае, когда сумма значений коэффициен-
тов местных сопротивлений ££Мт определена по указанной выше фор-
муле, 'в противном случае расчет потерь |ДрМт значительно усложняется.
Итак,
/0,0145-14 . С1 , СХ 0,91’-1000 оопл ,
= (-р Q2Q7 • 1,51 + 53,5 ]-— = 2 890 мм вод. ст.
Сведем полученные результаты в табл. 1-5 и сравним их между собой.
Таблица 1-5
Расчетные данные кожухотрубчатого и секционного водоводяных
теплообменников
Тип теплообменника Коэффициент теплопередачи kt ккал 1ма-ч-град Темпера- турный напор М, °C Поверх- ность наг- рева F, м"1 Диаметр корпуса D, м Длина корпуса L, м Гидравличес- кое сопротив- ление Др мм вод. ст. Число хо- дов Z
Кожухотрубчатый 1 960 59,7 10,4 0,414 1,81 0,622 2
Секционный . . . 1730 23,3 27,4 0,168 4,36 2,89 4
25
Сравнение показывает, что для данных условий кожухотрубчатый те-
плообменник имеет те преимущества, что он более компактен и гидрав-
лическое сопротивление его меньше.
Пример 1-2. Расчет четырехходового вертикального
пароводяного подогревателя
Задание. Произвести конструктивный тепловой расчет четырех-
ходового вертикального пароводяного подогревателя со свободной ниж-
ней решеткой по образцу рис. 1-5 при следующих условиях: производи-
тельность аппарата Q = 22,2 Гкал!ч-, параметры греющего пара: дав-
10
—12
1-5. Четырехходовой вертикаль-
пароводяной подогреватель со
Рис.
ный
свободной нижней решеткой.
1 — верхняя водяная камера; 2 — верхняя
трубная доска; 3 — паровпускной патру-
бок; 4 — направляющие перегородки для
пара; 5 — нижняя трубная доска; 6 — ниж-
няя подвесная водяная камера; 7 — спуск-
ная трубка для продувки водяной камеры;
8 — спускное отверстие для конденсата
греющего пара; 9 — патрубок для подачи
воды; 10 — пароотражательный лист; 11 —
трубки; 12 — опорные лапы.
ление р—2,5 кгс/см?\ энтальпия /=650,2 ккал/кг; температура /=130° С
при давлении 2,5 кгс/см2 (абс.), температура насыщенного пара tH—
= 127° С и энтальпия жидкости /н= 127,4 ккал!кг; температуры нагревае-
мой воды: Г2=65°С и /"г=117°С; поверхность нагрева выполнена из-
26
латунных трубок диаметром d= 18/20 мм с толщиной стенки 0=0,001 м;
вода проходит через трубки, а пар поступает в межтрубное пространст-
во, высота трубок в одном ходе Н=4 м; толщина накипи 6н=0,0002 м;
коэффициент, учитывающий потери тепла в окружающую среду, цп=
=0,99.
Литература [Л. 9, 8, 48].
Решение. Определяем расход пара
n Q 22,2.10е л о ллл /
D — (I —iH)7jn— (650,2 —127,4).0,99 43000 кг/ч.
Расход воды
Т7 Q 22,2-Юв ..п 3/
V =---//// ,/ Ч-= ТТГГ7---ёкч пек = 442 М?Ч,
с (t"2—t z)Pf 1 (117 — 65)-965 ' *
где с =1,0 ккал)кг-град — теплоемкость воды;
ру = 965 кг!м? — плотность воды при средней температуре tf =
(П7+65) = 91оС
2
Средняя логарифмическая разность температур теплоносителей
и подогревателе
62~6‘°- = 28,6° С-
|п 11175
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося лара к вертикаль-
но расположенным трубкам можно определить в зависимости от зна-
чения критерия Григулля
Z=A\H (tn—ter)
по следующим фоомулам:
a) Z<2 300:
б) Z>2300:
_______Кен____
A//(tH-/Cl)’
(1-7)
где
Рен= 253 + 0,069
Рг°.7В
РГст (/н — ^Ст)
В этих формулах Н — расчетная высота трубок, м; t-ц И /ст
температура конденсата (равная температуре насыщения пара) и тем-
пература стенки; А3 и Д4— температурные множители, значения ко-
торых берутся по табл. 1-1.
Использование этих формул требует расчетов теплообменника ме-
тодом подбора значений tn И /ст. Мы применим методику упрощенного
графо-аналитического расчета теплообменника, которая обеспечивает
однозначное решение
Коэффициент теплопередачи определяем графо-аналитическим ме-
тодом, для чего предварительно находим для различных участков пере-
хода тепла зависимость между удельным тепловым напряжением q и
перепадом температур Д1/.
а) Теплоотдача от пара стенке. Коэффициент теплоотдачи опре-
деляем по формуле Нуссельта:
__ 1 1 ц & .
1,10 //0,25Д£0,25 » 27
27
А
В = 5 700 + 56 /а — 0,09 = 5 700 + 56.127 - 0,09-1278; В=Л 1 350.
При Я=4 лс имеем:
“ = -<^^r- = 8050
Для найденного значения а*
q. = 8 050 Ы^25Ыг = 8050 Д^’75.
Задавшись рядом значений Д/i вычисляем соответствующие им
величины Д^’75 и qi, сводя их в табл. 1-6.
Строим, как это показано на рис. 1-6, в координатах t и q кривую
Д*1=М<71).
Рис. 1-6 К определению суммарной кривой температур-
ных перепадов в стенке трубы графо-аналитическим ме-
тодом.
б) Передача тепла через стенку. Для латунной стенки Аст =
=90 ккал/м • ч • град.
При этом
<7г =?= Ыг — о'туоТ" Д^2 — 90 000 д4, ккал!м? • ч,
т1 е. срязь между q2 и t2 изображается графически прямой линией.
Задавшись любым значением t2, наносим эту прямую на график.
в) Передача тепла через слой накипи. Приняв для накипи Хн=
=3 ккал/М' и - град, находим*
Та блица 1-6 Ад A J. 3 ч/ ан Шз 0,0002-^
К расчету величины af в
примере 1-2 X Д^з = 15 000 Д/3 ккал{м? • ч.
• с а.0,75 • Aij f С 91, ккал/яА-ч Наносим эту прямую на график, г) Теплоотдача от стенки к воде.
1,68 13 500 Скорость воды в пароводяных подо-
2 о гревателях обычно составляет от 0,5
о 10 о,85 5,62 31 000 45200 до 3 м!сек, движение воды в трубках
15 7,' 6 61 100 турбулентное, поэтому пользуемся уп- рощенной формулой
z
28
ав = Ае = 2 760 ~ 8 100 ккал/м2 • ч - град.
Значение Л5 взято по табл. 1-1 при средней температуре воды tf—
=91° С.
Скорость воды в трубках 'принята 1,4 м!сек, а диаметр трубок
18 мм, тогда
<74=авЛ^—8 1О0Д/4.
Аналогично предыдущему строим прямую полученной зависимости
A/4=f(</4), проходящую через начало координат.
Складывая ординаты четырех кривых, как это показано на
рис. 1-6, строим суммарную кривую тепловых перепадов. Из точки т
на оси ординат, соответствующей Д/Ср=28,4°С, проводим прямую, па-
раллельную оси абсцисс, до пересечения ее с суммарной кривой. Из
точки пересечения п опускаем перпендикуляр па на ось абсцисс и на-
ходим значение <7 =65 000 ккал1м2- ч. При этом коэффициент теплопе-
редачи
k = ~^—= 62^° = 2340 ккал[м2-ч-град (2 740 вт[м2'град).
Поверхность нагрева теплообменника
Q 22,2-10°
ШйХ) 2 340.28,6
^332 м2.
По табл. 1-25 технических характеристик вертикальных пароводя-
ных подогревателей выбираем аппарат БО-350м с латунными трубка-
ми, наиболее подходящий по поверхности нагрева. Его основные кон-
структивные данные таковы:
Количество трубок, шт............ 1 320
Количество трубок в одном ходе, шт 330
Длина трубок, мм................... 4545
Диаметр трубок, мм.............. 17,5/19
Поверхность нагрева, м?............. 350
Число ходов..................... 4
Площадь проходного сечения по воде,
№ ............................... 0,0792
Расстояние между соседними перего-
родками каркаса подогревателя, м 1,61
Наибольший расход воды, т/ч . . . 700
Расчетное избыточное давление, ат-
в трубках (вода)................ 14
в корпусе (пар) ........ 2,5
Для того чтобы окончательно убедиться в правильности выбора
подогревателя, сделаем поверочный расчет его производительности.
Выпишем величины, которые останутся неизменными для всех ва-
риантов пересчета:
= 8 950Д^~°’25, ккал{м2'Ч>град\ ^ = 8950Д/J’75, ккал1м2-ч‘,
дъ = 90000 Д£а, ккал]м2-ч', qs = 15000 Д^2, ккал/м2• ч.
Остальные результаты пересчета сводим в табл. 1-7.
Таблица 1-7
К проверочному расчету четырехходового вертикального
пароводяного подогревателя
Вариант пересчета <0, м)сек «в, ккал/м^ у,ч-град f, ккал/м2^ У.ч-град к, ккал/м^ •^ч-град Q, Гкал/ч D, кг1ч V, м*1н
1 1,55 8 400 8 400 70000 , 2450 24,5 47 300 488
2 1,71 9080 9 080 71000 2480 24,8 48000 493
3 1,73 9 200 9 200 71000 2480 24,8 48000 493
29
Пример 1-3. Расчет горизонтального разборного
маслоохладителя
Задание. Выполнить тепловой, конструктивный и гидравличе-
ский расчет горизонтального разборного маслоохладителя, использую-
щего морскую воду. Вода движется в трубках диаметром 14/16 мм.
Количество ходов охлаждающей воды Z=2. Масло движется в <меж-
трубном пространстве в поперечном направлении между сегментными
перегородками, омывая трубки снаружи. Схема маслоохладителя пока-
зана на рис. 1-7.
Расчетные данные. Количество масла, проходящего в межтрубном
пространстве маслоохладителя, GM='148 500 кг/'ч; температура масла
Вход
Рис. 1-7. Схема маслоохладителя (к при-
меру 1-3).
на входе и выходе из маслоохлади-
теля ?М=45°С: /"М=35°С; количе-
ство охлаждающей морской воды,
проходящей по трубкам маслоох-
ладителя, Gb=250000 кг!ч; темпе-
ратура охлаждающей воды при вхо-
де в маслоохладитель ^,в== 1*5° С; со-
леность охлаждающей морской во-
ды <S=30%; давление масла при
входе в маслоохладитель рм=3 ат;
давление охлаждающей воды при вхо-
де в маслоохладитель рв = 4 ат; до-
пустимое гидравлическое сопротивление масляной полости Дрм=2,4ат;
допустимое гидравлическое сопротивление полости охлаждающей воды
Дрв=0,5 м вод. ст., или 500 кгс/м?. Марка охлаждаемого масла — тур-
бинное 46 (турбинное Т) по ГОСТ 32-53.
В табл. 1-8 и 1-9 приведены физические свойства масла и морской
воды.
Таблица 1-8
Физические параметры масла турбинного 46 (турбинного Т)
в зависимости от температуры
Темпе- ратура t, °C Плотность рм, кг/л<з Теплоем- кость ск, ккал/кг-град Коэффициент теплопровод- ности X, ккал/м ч-град Коэффициент кинематиче- ской вязкости v-10e, м?!сек Коэффициент динамической вязкости 1*- 10е. кг-сек/м* Коэффи- циент темпера- туропро- водности а-104, ла/ч Критерий Прандтля Рг
10 901 0,434 0,119 650 59700 3,17 8 220
20 895 0,4425 0,1113 280 25 550 3,43 3 590
30 888 0,451 0,1106 140 12 680 3,72 1 820
40 882 0,459 0,1100 75 6 740 3,97 995
50 876 0,467 0,1094 45 4 020 4,22 602
60 869,5 0,476 0,1088 28,4 2 510 4,49 388
70 863 0,484 0,1082 19,5 1 715 4,74 271
80 856,5 0,493 0,1076 14 1 220 4,97 198
90 850 0,5015 0,1070 10,2 882 5,24 146
100 844 0,51 0,1064 7,8 670 5,46 113,4
Расчет выполнить по методике В. А. Андреева [Л. 2].
Решение. Тепловой и конструктивный расчет. Средняя темпера-
тура масла в маслоохладителе
Гм=0,5(Гм+Гм) =0,5(45+35) =40° С.
Физические параметры масла при средней температуре ГМ=4О°С
по табл. 1-8:
теплоемкость масла см=0,459 ккал!кг-град;
плотность масла рм=882 кг]м3;
коэффициент кинематической вязкости масла v = 75-10-6 м2!сек.
зо
Таблица 1-9
Физические параметры морской воды в зависимости от температуры
и солености
Темпе- ратура t, °C Соленость s, % Плотность р, кг/м? Теплоемкость св- ккал/кг-град Коэффициент теплопровод- ности X, ккал] м-град Коэффициент кинематиче- ской вязкости v- 10е» мР/сек Коэффициент динамической вязкости |л* 10», кг-сск/м* i Коэффициент температуро- проводности а-104, м?/ч Критерий Прандтля Рг
10 1008,8 0,97 0,477 1,31 134,7 4,89 9,66
10 20 1017,1 0,953 0,471 1,312 136,0 4,86 9,7
30 1023 0,941 0,468 1,319 137,5 4,85 9,78
10 1008 0,968 0,4838 1,143 117,5 4,95 8,32
15 20 1016,3 0,951 0,4775 1,145 118,8 4,94 8,36
30 1022,1 0,9395 0,4748 1,15 120 4,93 8,39
10 1008,2 0,967 0,4904 1,012 104,0 5,04 7,24
20 20 1015,3 0,95 0,4844 1,02 105,2 5,02 7,3
30 10/1 0,938 0,4815 1,022 106,5 5,0 7,33
10 10С6 0,9663 0,497 0,9 92,4 5,11 6,35
25 20 1014 0,949 0,491 0,904 93,5 5,10 6,38
30 1019,6 0,9375 0,4884 0,916 95 5 10 6,44
10 1004,7 0,966 0,5035 0,81 83,2 5,19 5,64
30 20 1012,5 0,949 0,498 0,819 84,5 5,18 5,69
30 1 018 0,937 0,495 0,824 85,5 5,18 5,72
10 1 003 0,966 0,51 0,75 76,9 5,26 5,14
35 20 1010,8 0,949 0,505 0,756 78 5,26 5,17
30 1 016 0,9365 0,502 0,763 79 5,26 5,2
Количество тепла, которое необходимо отвести охлаждающей во-
дой от масла,
Q= GMcM(fM—f'M) = 148 500 • 0,4'59 (45—35) =6,8 • 105 ккал!ч.
Температура охлаждающей воды при выходе из маслоохладителя
определится на основании уравнения теплового баланса:
j-t г /г | бмСм (^м — __/f I Q
1 в — Гв-i
Кроме температуры охлаждающей воды при выходе из маслоохла-
дителя, в этом уравнении неизвестной величиной является и теплоем-
кость морской воды, поэтому для его решения зададимся предвари-
тельным значением св, для чего по табл. 1-9 выберем ориентировочное
значение теплоемкости морской воды, соответствующее температуре, не-
сколько большей, чем температура t'B:
с'в 0,939 ккал)кг• град,
тогда получим:
• 6 я. Ю5
<",= 15+ -07939 250000 = 17-9°С-
Средняя температура охлаждающей воды
fB=0,5(fB+f'B) =0,5(15+17,9) =46,45° С.
Если предварительно принятое значение теплоемкости морской
воды не соответствует ее значению при полученной средней температу-
ре, то необходима корректировка. Итак, в нашем случае
св=с'в=0,939 ккал/кг-град; Г,В=17,9°С и tB= 16,45°С.
Определим среднюю логарифмическую разность температур мас-
ла и охлаждающей воды в охладителе:
(45— 17,9) —(35 — 15)
2,31g
t' ___t"
i" ____t'
1 м 1 в
2,31g
45 — 17,9
35—15
= 22,6° С.
31
Теперь перейдем к конструктивному расчету аппарата, схема ко-
торого была показана на рис. 1-6. Диаметр охлаждающих трубок со-
гласно заданию равен 16/14 мм ч
Принимаем ромбическую разбивку трубок с шагом sT =0,021 м.
Схема разбивки трубной доски показана на рис. 1-8, где нанесен
также срез (кромка) сегментообразной перегородки и показан способ
подсчета данных, необходимых для определения проходных сечений
Рис. 1 8 Схема разбивки трубной доски (к примеру расчета охладителя масла)
О' — величина зазора между крайней трубкой и корпусом, ми, Nc — количество трубок в сегмент-
ном вырезе перегородки, N — общее количество трубок, nQ — количество рядов трубок между сре-
зами соседних перегородок, т — количество зазоров ме кду трубками (по срезу перегородок)
Расстояние между крайней трубкой и стенкой корпуса (среднее,
значение для трубок, расположенных между кромками соседних пере-
городок) уо=0,0253 м.
Расстояние между трубками (зазор)
y=s-i—dn=0,Q21—0,016 =0,005 м.
Количество рядов трубок, расположенных между кромками пере-
городок (рис. 1-8), по=30;
количество зазоров между трубками в рядах, расположенных меж-
ду кромками перегородок, т= \ 330.
Принятый внутренний диаметр корпуса охладителя с учетом за-
зоров, необходимых для возможности выемки трубной батареи, D=
= 1,050 м.
Общее количество трубок 2У=2О4О шт.
Количество трубок в сегментном разрезе перегородки /Ус=362,5шт.
Центральный угол сегмента, образованный вырезом в перегородке,
<рс= 117,0°.
Расстояние между перегородками принймаем hi=0,225 м.
Толщина перегородки 6=0,004 м.
Площадь для прохода масла между перегородками
А = у) Л.=(2-0,0253 + 3^-33030 0,005) 0,225=0,086 м\
32
_1,052 /
“ 8 (
Площадь сегмента за вычетом площади трубок для прохода мас-
ла в вырезе перегородки
Ь=-ф- (*5 -SinТе) -0,78М>е =
1-7,^>14---sin 117,3°) — 0,785• 0,0162-362,5=0,087 м2.
Необходимо, чтобы было В случае необеспеченна этого усло-
вия при первичном расчете надо изменить расстояние между перего
родками hi или перенести срез перегородки; расчет повторяется дю
тех пор, пока не будет достигнуто равенство площадей
' Средняя площадь для прохода масла
fM=0,5(fi+f2) =0,5(0,086 +0,087) =0,0865 м2
Средняя скорость масла в корпусе охладителя
w-------G*__________148 500 __q с л М1 Сек
м 3 600/мРм~ 3 600.0,0865-882 ’
Скорость движения охлаждающей воды по трубкам охладителя
w — G‘Zb ________ 250000-2 __П4Ч4 / ’
В 2825d2Np, "“2 825.0,0142.2 040.1021,5 “ м !сек
где рв=1021,5 кг!м2— плотность охлаждающей морской воды при тем-
пературе /в (табл. 1-9).
Коэффициент теплоотдачи от масла к стенкам трубок подсчиты-
ваем для сравнения ио двум формулам:
а) по формуле В. А. Андреева
а* = 2,бр1ра^9^6 = 2,6-0,994.5,68-40о.в.0,54()-в = 280 ккал}м2-ч-град,
где 0,97 + 0,055дав = 0,974-0,055-0,434=0,994; ₽>=/ 14,44~/в =
= / 14,4 + 16,45 = 5,68;
б) по формуле В. М. Рамма
а„=цф 550 V-P~r (1-1-0,006t„) = 1,25-550 V (14-0,006-40)=
= 280 ккал!м?'Ч-град,
где т]ф=125 — поправочный коэффициент для пучков труб диаметром
16/14 мм (шаг по треугольнику); для меньших размеров труб ЛФ— 1Д
В данном случае результаты полностью совпадают.
В случае, если полученные значения коэффициента теплоотдачи от-
личаются друг от друга, для расчета берется меньшее значение.
Определяем коэффициент теплоотдачи от стенок трубок к охлаж-
дающей воде.
Находим значение критерия Рейнольдса, определяющего режим
движения воды в трубках:
рр ________0,434-0,014 _р. qj-Q
Кев — -----1,08.10-’ ““ 0У£>и’
где vb= 1,02-10-® м21сек — коэффициент кинематической вязкости
охлаждающей воды при температуре tB (табл. 1-9).
3—1243 33
Определим коэффициент теплоотдачи для переходного режима
(2200<ReB<l©4) по формуле В. М. Рамма
ав = /1 — Ц2Л ^--0,0225 Re0’8??'4 =
=(1— ststM.» ) 5^0,0225-5950»-e.7,75«-4= 1 530 ккал^-ч-град,
где Лв=0,4787 ккал/м-наград— коэффициент теплопроводности охлаж-
дающей поды; Ргв=7,75 при /В«16,5°С (табл. 1-9).
Коэффициент теплопередачи от масла к охлаждающей воде для
чистых трубок охладителя
£---------------!______________
1 . 1 2dH —
Ojj ЙВ -J-
~ 1 0,016 — 0,014 i 20,016 “ 230 ккал/м2- ч • град,
280 2^25 Г530” 0,016+0,014
где Хт = 25 ккал)М'Ч,-град — коэффициент теплопроводности материала
трубок (мельхиор).
Поверхность охлаждения маслоохладителя
рг _________________ Q______6,8- Ю5 __.£2 2
к я “ 230.22,6.0.8 ’
где -г]з=0,8 — коэффициент, учитывающий загрязнение трубок.
Принимаем число -отсеков п=7.
Расстояние между трубными досками
L=hin+(n—1)6 =0,225-7+ (7—1) -0,004=1,599 м.
Фактическая поверхность охлаждения
= r.d^NL = 3,14-0,016• 2040-1,599 = 164 м2.
Расчет гидравлического сопротивления масляной полости. Мини-
мальная ширина свободного сечения для прохода масла между пере-
городками (у кромки перегородки) согласно рис. 1-8.
f = (2у 4- у} h = ( 2 • 0,0225+^- 0,005^ - 0,225 = 0,0554 м2.
Максимальная скорость масла при движении его между перегород-
ками
w — Gm — 148500 — 0 84 м!сек
^макс 3 600/'минрм 3 600.0,0554-882 ’°^ м1сек-
Величина критерия Рейнольдса при протекании масла между перего-
родками
р„ __Д^максУ 0,84.0,005 _ес с
= 75.10-® —
Потеря напора при движении масла между перегородками
Дрш=5о^-»Р»’10-4 = 365^7-882-10-, = 0,8 ат.
Здесь 60 = ^r=g|^5==36 — коэффициент местного сопротивления
при поперечном омывании трубок; т=40 — количество рядов трубок,
пересекаемых поперечным потоком масла (по центрам тяжести сег-
ментов);
п=7 — количество отсеков в охладителе;
34
рм=882 кг/м3 •— плотность охлаждаемого масла при средней тем-
пературе.
Потеря напора при обтекании маслом перегородок
2
Дрма=е,(п - 1)Рв-10-’= 1,5 5=-882-10“4 = 0,028 ат,
где £i='l,5 — коэффициент сопротивления при обтекании маслом пере-
городки (табл. 1-4).
Потеря напора при протекании масла над перегородками
* . L w“m2 in-д л<-г 1.599 0,5371 2 ооп ш-4 ллше
^Рыз==^-тр 2g ?м* Ю 17-q Qig’2.9 81*882* Ю 0,0196 ат,
где скорость масла над перегородками
w ___________________ 6* — 148 500 __ 0 577 м1сек
WmS 3600f2pM 3 600.0,087-882 ’ м/сек.
Эквивалентный диаметр сечения
, 4f, 4-0,087 л лю
~~f D&\= 1 1,05-117,3 \ 0,018 М.
гсрнЛГс + з^) 3,14 ( 0,016-362,5 +--36Q-----]
Критерий Рейнольдса
^M2rf3 0.537 -0,018 12д
75-10-®
vM
Коэффициент трения при протекании масла над перегородками
Л1Р=О,О2 + ^, =0,02 + =0,17.
Диаметр отверстия в патрубках входа и выхода масла прини-
маем равным 0,2 ж.
Скорость масла в патрубках входа и выхода, считая по средней
температуре масла, будет равна:
GM 148 500 1 ,о .
Шм п 2 825 6/2 рм ~ 2 825 • 0,22 • 882 ~' 1,48 М[СвК.
Потеря напора в патрубках входа и выхода масла
Д/’м.=26а^-ри-10- = 2-1,5=1^- 882-10-’=0,03 ат,
где ^=1,(5 — коэффициент местного сопротивления для входной и вы-
ходной камеры (табл. 1-4) *.
Потеря напора на входе в межтрубное пространство и, выходе из
него
2
Д^»=(е.+е.)-^ Рм-Ю-’=(1,5+1) 882-10-= 0,008 ат.
Примем коэффициент, учитывающий возможность загрязнения по-
верхности трубок, т)з=1,1, тогда общее сопротивление масляной поло-
сти охладителя
5
Дл=Т. S ДРк = 1 1(0,8 + 0,028 + 0,0196 + 0,03 + 0,008) =
1
= 0,886 (2/72=8,86 м вод. ст.
1 Во всех последующих расчетах коэффициенты местных сопротивлений также
взяты из табл 1-4
3* 35
Расчет гидравлического сопротивления полости охлаждающей во-
ды. Полная длина трубки одного хода охлаждающей воды
Ln=£-|_2sTP= 1,5992-0,04= 1,679 л*,
где sTp—0,040 М—предварительная толщина трубной доски (уточ-
няется при расчете на прочность).
Коэффициент сопротивления трения для охлаждающей воды
, 0,3164 0,3164 Л пос
А = Т7= ~~2~х==~ = U.UoO,
j/Re. ^/5950
Потери напора на трение при движении воды по трубкам
Г
= -Г- 2вРв’ 10“4 =
=0,036-да-^ 2-1021,5-10-=0,0042 ат.
Потери напора на местные сопротивления при входе воды в трубное
пространство и выходе из него
W
^Рвг == 2Zj& 2^~ Рв* 10 4 =
=2-2-1£4г1т 1021,5-10-4 = 0,0039 ат.
>о1
Потери напора при повороте охлаждающей воды между ходами в крыш-
ке охладителя
№? 0,4342
^Рвз = $2 ~о~ Рв* 10-4 = 2,5 2.9,81 1021,5-10"4 = 0,0025 ат.
Диаметр отверстия в патрубках входа и выхода охлаждающей воды
dB.n=0,25 м.
Скорость охлаждающей воды в патрубках входа и выхода
- Gb 250000 t Qn
2 825 dl пРв ~2 825 • 0,252. ю21,5 1 ’0У м1сек-
Потери напора в патрубках входа и выхода охлаждающей воды
Дрв, = %^ Рв- Ю-=2-1,5 1021,5-10-=0,0302 ат.
4*У,и1
Общее сопротивление полости охлаждающей воды
4
Др'в = 7)3 £ Дрв = 1,1 (0,0042 + 0,0039 + 0,0025 + 0,0302) =
1
= 0,045 ат = 0,45 м вод. ст.
Примечание 1. На практике встречаются маслоохладители, в меж-
трубном пространстве которых устанавливаются кольцевые и диско-
вые поперечные перегородки. Расчет проходных сечений для масла
в этом случае производится по следующим формулам:
а) между корпусом и диском
сечении — между перегородками
б) в вертикальном
где ^0 = ^4
36
в) внутри кольца
Здесь: D— внутренний диаметр корпуса, л; Di и D2— диаметр
проходного сечения и диаметр диска, м; dH—наружный диаметр труб-
ки, м; s — шаг между трубками, ж; h — расстояние между перегород-
ками, ж; т] =0,8 4-0,85.
Диаметр диска определяют по формуле
Da = 1,05s
где п — число трубок в трубной доске; т] имеет прежнее значение.
Размеры Dq, D2 и h должны быть так подобраны, чтобы скорость
масла во всех сечениях была бы одинаковой:
..._Усеж _рсеж _Усжж
fl “ h — f, '
Примечание 2. Расчет маслоохладителей для паровых турбин теп-
ловых электростанций рассмотрен в книге С. С. Бермана (Л. 8].
На рис. 1-30 показан маслоохладитель турбоустановок завода Пер-
гале, а в табл. 1-31 дана его характеристика. Эти маслоохладители
поставляются в комплекте с турбинами.
Пример 1-4. Сравнительный расчет трех типов теплообменников:
кожухотрубчатого, спирального и элементного
Задание. Рассчитать и выбрать наиболее компактный и надеж-
ный в эксплуатации теплообменник для конденсации насыщенного па-
ра бензола в количестве Gq =1000 кг/ч при атмосферном давлении.
Жидкий бензол отводится из аппарата при температуре конденсации.
Охлаждающий агент — вода, начальная температура которой ft—
=22° С, а конечная f'B=32°C.
Расчет произвести для трех типов теплообменников: а) кожухо-
трубчатого вертикального; б) спирального; в) элементного.
Бензол в кожухотрубчатом вертикальном теплообменнике конден-
сируется в межтрубном пространстве, охлаждающая вода проходит
по трубам снизу вверх, по условиям монтажа теплообменника его вы-
сота не должна превышать 3 м.
Произвести сравнение этих теплообменников.
Литература (Л. 62, 48, 70, 10, 27].
Решение. Тепловой и конструктивный расчеты. Определяем тем-
пературные условия процесса.
Температура кипения бензола при атмосферном давлении равна
/к=80,1°С.
Определим среднюю разность температур между конденсирую-
щимся бензолом и охлаждающей водой.
Большая разность температур Д/б=80,1—22 = 58,Г С;
меньшая разность температур Д/м=80,1—32=48,1° С.
Ввиду того, что отношение =Л4 = 1,21 <2, температурный напор
определяем как среднюю арифметическую разность температур:
Ы _ А<«+ 58.1 + 48.1 = 53,р С
м Л»
Средняя температура охлаждающей воды
/в=/конд—Д^=80,1—53,1 =27° С.
Тепловая нагрузка
(2=6бГ=1 000-94,5 =94500 ккал^ч.
37
Здесь теплота конденсации (бензола при нормальном давлении по
[Л. 73]
7,364.1000 п. _ ,
г— ~Q-п-------= 94,5 ккал кг.
/о»11 '
Расход воды
G»=d=T.=T&=9450 кг1“-
Дальнейший расчет для каждого теплообменника выполняем от-
дельно.
А. Кожухотрубчатый вертикальный теплообменник. Определим
режим движения воды в трубах.
Рассчитаем, какое количество труб диаметром 25X2 мм (потре-
буется на один ход в трубном пространстве при турбулентном движе-
нии воды. Примем Re=*20 000.
Из выражений
Rwdp_ ____О,_____
Pg 3 600-0,785 сРпр
определим число труб
0,354 GB 0,354-9 450 п.
Rejxd 20000.0,854-1,02-10-4.0,021
где ц=0,854 сп — вязкость воды при 27° С (1 сп= 1,02 • 10~4 кг с 1м2).
Такого малого числа труб (п=9) на один ход обычные кожухо-
трубчатые теплообменники не имеют. Следовательно, турбулентный ре-
жим движения воды с Re=20 000 обеспечить в нашем случае нельзя.
С целью обеспечения наибольшей интенсивности теплоотдачи для
воды нужно принять теплообменник с наименьшим числом труб на один
ход по каталогу.
По каталогам НИИХИММАШ и табл. 1-28—1-30 для аппаратов
типа ТП с неподвижной трубной доской возможны следующие вариан-
ты (D — диаметр кожуха, мм-, п — общее число труб; «1 — число труб
на один ход):
Теплообменники D п
Одноходовые 159 13
0 273 42
0 400 121 и больше
Двухходовые 400 ПО, П1=55 и больше
Четырехходовые 400 104, Л] =26 и ^больше
Шестиходовые 400 102, Л1=17 и больше
Итак, наименьшее число труб на один ход имеют:
а) одноходовой теплообменник с п=13; согласно табл. 1-27 он
имеет поверхности теплообмена: 0,9; 1,9; 4; 6 л/2;
Рис. 1-9. К определению удель-
ной тепловой /нагрузки тепло-
обменника.
б) шестиходовой теплообменник с п=
= 102: согласно табл. 1-28 он имеет поверх-
ности теплообмена: 7; 11; 15; 19; 23; 31; 39;
47 ж2.
Ввиду того, что последний теплообмен-
ник имеет больший диапазон поверхностей
теплообмена, в дальнейшем произведем рас-
чет шестиходового теплообменника £) =
=400 мм, п = 102 и «1=17.
Определим удельную тепловую нагруз-
ку (рис. 1-9). Так как ак=/:(/ст1) и ав =
=f2(tCT2), расчет ак и ав производим мето-
дом последовательных приближений. Ре-
зультаты расчета сводим в табл. 1-10.
38
а) Коэффициент теплоотдачи при конденсации бензола:
. . 4/ гр2Х3-3 600 л
0^ = 1,15 у -' ----в случае конденсации на вертикальных трубах.
Для ускорения расчета задаемся двумя значениями /си (со сто-
роны паров бензола): >71=60° С, Z"cTi=5O°C, тогда температурный
напор для заданных температур
ДГ=/к—Гст1=<80,1—60=20,1° С и
д/"=/к—rCTj==i80,1—50=30,1°С.
Задаемся высотой теплообменника Н=1 м (в процессе расчета
эту величину уточним).
Для определения iazK и а"к находим физические константы при
температуре пленки конденсата бензола
__t'e-ii + _60-{-80,1_7по/'ч /tt ___4“ tn_____50 4-80,1 __Rcop.
л— 2 — 2 — пл—' 2---------2 —
для /'плр' = 825 кг{я?-, Я'= 0,114 ккал)м-ч-град', р/ = 0,354 сп\
для £"плр" = 829 Я" = 0,115 ккал1м’Ч>град\ р" = 0,372 ст
. 1 94,5-8252-0,1143-3600 п_о , „ л
а'к = 1,15 у ~0~,354-1~02-10-4-20,1-1 = 953 ккал!м ‘ 'гРад’
„ 1 ic -V 94,5-8292.0,1153-3 600 сп„ . _ д
a"K= 1,15 у "0,372.1 02-10~4.30 1-1" “ 857 ккал№ • 11'град.
б) Коэффициент теплоотдачи со стороны воды ав определяем по фор-
муле М. А. Михеева
Nu = 0,021ezRe°-8Pr0’43 [ )’ •
\ НГСт J
Критерий Рейнольдса для потока воды
Re = ^-= °’354,0, = = Н 000
pg pnd 0,854-17.0,021
следовательно, режим течения — турбулентный. Тогда
«в=0.021 4-.tReMPr’-« (^)“ =
= 0,021 1-11 000"'в-5,8°'4'
U ) \J£ А
5,8 \°.25 /5,8 \°.25
FrJ = 1905 (нг)
где Х=0,526 ккал1м-ч- град и Рг=5,8 для воды при 27°С; si — коэф-
фициент, учитывающий влияние относительной длины LJd трубы на
коэффициент теплоотдачи (при турбулентном режиме):
__. L 3 000 1 л о ел
ег=1 при-^-=-^р- = 143 >50.
Ргст находим по температуре стенки со стороны воды tc-r2‘ tcrz—'
=/cti—где удельная тепловая нагрузка q=qK, а термическое со-
противление стенки и ее загрязнений
£/?ст — ^загр.б Ч- ^ст
загр.в-
39
Расчетная табли
Номер расчета Конденсация бензола "" —— 1 " Г" - Сопротивление стенки и загрязнений
^и ^Orl ^ПЛ1 AfjL аж <7ж 2Гсг Мех
1 80,1 60 -4.70 20,1 20,1 953 19160 8,7-10-* 16,7
2 80,1 50 -4.65 30,1 30,1 857 25800 8,7-10-* 22,4
3 80,1 56,3 68,2 23,8 23,8 920 21 900 8,7-10-* 19,1
При этом загрязнение со стороны бензола -к--------— 10000 л2-^Х
*\загр.б
Xград)ккал; где толщина стенки трубок 5~2 мм; а коэф-
фициент теплопроводности стали Л = 40 ккал]м-ч-град.
iow+^^'+tW = 8’7’10”4 ’4 *град1ккал;
Гстя = 60— 19 160«8,7-10'4=43,3°С; /"ста=50— 25800-8,7-10’4= 27,6°С
Рис. 1-10. График за-
висимости ^ср=/(/ст1)
к определению удель-
ной тепловой нагруз-
ки теплообменника.
В обоих вариантах расчета величины qK и qB
значительно расходятся между собой.
Поскольку должно выполняться условие ра-
венства удельных тепловых нагрузок (<7ср=^к=<7в),
на основании данных расчета строим график зави-
симости ^ср=/(^ст) (рис. 1-10). Из графика нахо-
дим qK—21 900 ккал/м2-ч и /ст1==56,3°С. На этом
расчет можно было бы закончить, но для уточне-
ния величины удельной тепловой нагрузки qcv про-
изведем 3-й вариант расчета, задавшись темпера-
турой стенки fCTi=56,3°C. В результате получаем
<7ср=21350 ккал1м2 • ч.
Данные этого расчета также сведены в табл.
1-10.
Необходимая поверхность теплообмена
Q _ 94 500
<7ер 21350
= 4,4 м2.
С запасом принимаем шестиходовой теплооб-
менник: диаметр кожуха Z)=400 мм, общее чис-
ло труб п=102; диаметр труб d=25X2 мм; актив-
ная высота труб Н=\ м, поверхность теплообмена
F=7 м2.
Б. Спиральный теплообменник. Принимаем скорость охлаждаю-
щей воды об=0,5 м/сек, тогда необходимое сечение канала
s’x—ЗбООюЧр 3600-0,5-1 ооо 0.00525 м2.
Принимая ширину канала 6=10 мм, находим ширину спирали
—О^00525-^0,525 м.
b ~~ 0,010
40
ца к примеру 1-4
Таблица 1-10
Переходный режим движения воды
^схг 43,3 ^в 27 Д/2 16,3 РГет 4,07 РГО,2б РГет 1,09 «в 2 080 <7» 33700 9вр
27,6 27 0,6 5,8- 1,0 1905 11 400 —
37,2 27 10,2 4,62 1,07 2 040 20 800 21 350
Эта величина даже с учетом крышек аппарата меньше 3 м (вы-
соты, заданной условием).
С учетом заделки концов спирали в крышки
ВЭф='525—25=500 мм,
тогда
Si==0,50 *0,010=0,005 м2
и скорость
3600.0,005-1000 = 0’525 mJ сек.
Для бензола принимаем такое же сечение канала (s2=Si), тогда
скорость бензола
= 3 600ps8 ~ 3600-880-0,005 ~м1сек-
Определим коэффициент теплопередачи.
Эквивалентный диаметр канала
j __ ^В9<ьЬ_______4-0,5-0,01 _0 0196 и
СЭ р — (Ввф_|_&)2 — 2-0,51 —М.
Коэффициент теплоотдачи для конденсирующегося бензола
аб=-4т~=г- {формула (89) из [Л.70]},
где А = &•”/*'** = 34230-75-94,50’25 = 1 390;
B = f (риЯ).
Для данного расчета /пл=70°С; В ==3423 по табл. 13 из [Л.70].
f = — Д£ = 80,1 — 53,1=27° С.
ас = т--- ----—1 = 1 640 ккал!м?• наград.
|/0,0196-27 °>85 1
Коэффициент теплоотдачи для воды определяем по формуле (1-3):
« = А^=18500-^=2420,
где Аь взято по табл. 1-1 при £В=27°С.
Принимаем бСт=2,5 мм (сталь).
Термическое сопротивление стальной стенки и ее загрязнений при
ни маем, как и для кожухотрубчатого теплообменника,
У? /?СТ= Яэагр.б + ^ст 4" ^ЗВ1Т.В == Ю ООО "^“ЧО-I” 1 400 ^,00087 ®
= 8,7*10'4 леа*ч град!ккал.
41
Общий коэффициент теплопередачи
1 _ 1
J____ , я _ 1П д , ' 1 ““6,1 • 10-4 + 8,7-10-* + 4,14-10-* —
1640 +б’/,1и "Г 2 420
= 530 ккал!м?-ч-град.
Поверхность нагрева
р - Q 94 500
г ш —530.53,1
3,35 м\
Согласно табл. 1-32 минимальная поверхность серийно изготовленных
спиральных теплообменников составляет 15 л/2, поэтому для наших
условий необходимо изгото-
вить его по специально разра-
Рис. 1-11. Эскиз к расчету спирального тепло
обменника.
ботанным чертежам.
Основные конструктивные
размеры спирали теплообмен-
ника показаны на рис. 1-11.
Эффективная длина
, F 3,35 о ое
Лэф ~2В^> 2.05' —М'
Шаг при толщине листа
5=2,5 мм и 5=10 мм t=b +
4-6 = 104-2,5 = 12,5 мм.
Начальный диаметр при-
нимаем </=150 мм (по конст-
руктивным соображениям).
Тогда
1 / 150
— 2 ( 12,5
Число витков
tf=2ra=i/2-^+x! -Х=1/,2;!?9%+5.5а -5,5=8,7.
1/ nt 1 1/ 0,14-12,0 ‘
Наружный диаметр спирали
D=d + 2^-4-8 = 150 + 2-8,7.12,54-2,5 = 370 мм.
Длина спиралей:
£1=£эф + -^£> + л=3350+ 4" -3,14.370 + 30 = 3 670 мм;
£„=£^+4-^ — 5 = 3350+ А-3,14.370- 100 = 4120 мм.
Общий вид типового спирального теплообменника показан на рис. 1-31.
В. Элементный теплообменник. Для определения количества тру-
бок в одной секции задаемся скоростью движения воды в трубах w'B—
=0,6 м/сек и определяем площадь поперечного сечения трубок в сек-
ции:
f° ~ з боо»'вр = 3600-0,6.1 ооо = 0*00436 м*.
Принимаем стальные трубки с внутренним диаметром 21 мм
(21X2), следовательно,
„ 4f0 __ 4-0,00436 _19R
Я — ”^2 3,14-0,021»' —
вн
42
Для подбора стандартного теплообменника типа TH и ТЭ прини-
маем число трубок равным 13.
Располагаем конструктивно трубки на V4 трубной доски и опреде-
ляем предварительно по рис. 1-12 внутренний диаметр корпуса D—
~ 160 мм.
Для вычисления коэффициента теплоотдачи
дающей воды находим критерий Re:
Re = ^S-,
^в
ав со стороны охлаж-
где
wB = w,B-^r = 0,6 -^^-=0,58 м]сек-
Тогда
Re = тавзЛо-v^ 16 900 > 10 000,
что соответствует установившемуся турбулентному
режиму; поэтому воспользуемся формулой (1-3)
Рис 1-12. Размещение
трубок в трубной решет-
ке теплообменного аппа-
рата.
тоО 8 0 60 8
«в = Аs = 1 850 -Q ~216;2 = 2 420 ккал]м? • ч • град.
Значение А5 находим по табл. 1-1.
Определяем коэффициент теплоотдачи «б со стороны конденсирую-
щегося бензола по формуле Нуссельта {формула (1-27) из [Л. 48® для
пучка горизонтальных труб:
аб = 0,725
А3р2г
jxAtaid
\о,25__ / о, 123-8792.94,5-9 810-3 600 \0.25_
/ —О,/20^ 0,318.53,1.4-0,025 ) ~~
= 937 ккал]м?-ч-град.
Определяем коэффициент теплопередачи. Принимаем в этом ва-
рианте, так же как и в предыдущих, общее термическое сопротивле-
ние стенки и ее загрязнений равным:
2/?ст = 8,7• 10-4 м?-ч-град] ккал.
Коэффициент теплопередачи
k = —।----------------j---== 426 ккал] м3 - ч - град.
"93Г + 8,7-ю-4 + 2420
Поверхность нагрева
F
94 500
426-53,1
= 4,26 м3.
Длина трубок
Г F 4,26 Д ЕС
L~~ ndotn~~ 3,14-0,023-13 ~ м-
Принимаем подогреватель типа ТЭ, состоящий из трех элементе® (секций).
Активная длина трубок /0 =~^-=-^^-= 1,52 м.
О о
Принимаем I—2 м.
Таким образом, имеем следующие характеристики каждой секции
элементного подогревателя: диаметр корпуса Ь=159 мм\ количество
трубок и=13; поверхность нагрева каждой секции /7=2,О ле2; длина
трубок /=2 000 мм.
43
Диаметры всех штуцеров у секций должны быть одинаковыми, так
как расходы равны:
Vt=V2.
Приняв скорость ©оды в штуцере о>=0,8 м!сек, получим:
f & 9450__________________р ПЛ39Я м*
'шт— ЗбООдар 3600.0,8-1000 v,uuozo м
И
d — 1/4'0’00328 = 0,0в45 ^ = 65 мм.
"шт— р/ п г 3,14
I
По табл. 1-32 теплообменник TH с диаметром корпуса 159 мм
имеет штуцера для входа в межтрубное пространство 80 мм и в труб^
ное 50 мм.
Гидравлический расчет. Гидравлический расчет производим для
каждого теплообменника отдельно.
А Кожухотрубчатый вертикальный теплообменник. Режим движе-
ния воды в трубах турбулентный. Рассчитывая гидравлическое сопро-
тивление как для изотермического потока, делаем ошибку ib Сторону
некоторого преувеличения потери давления, т. е. в сторону запаса.
Площадь сечения трубок одного хода
f*= '17 = 58,9.10-
Тогда скорость воды в одной трубке
G. 9 450 л л л г /
W1~ ЗбООр/, 3 600-1000-58,9-ю-4 0,445 *1сек.
Динамический напор
. w2 1000-0,4452 л Л
Д^Д —“2^“Р= ----2^9*81-“ 10,0° в0д' СГП'
Определяем потери давления в трубках на трение.
По формуле Блазиуса коэффициент трения при Re='11000
2__0»316 __ 0,316 ___q
Л—Reo(a6 —И 000°,26 —U.UOUO .
Длина трубок при шести ходах Lo6in = 1-6 = 6 м. Тогда
Дртр = Дрд = 0,q3q2i6 * 10,05 — 88,5 мм вод. ст.
Определим давление, теряемое на местные сопротивления.
Предварительно вычислим площади потока в различных участках.
Площадь поперечного сечения штуцера
, nd2 3,14-0,12 nnrV7CC-
/, = -£-==--------= 0,00^85 м*.
Площадь поперечного сечения (распределительной коробки для од-
ного хода составляет Ve общей площади поперечного сечения теплооб-
менника:
f, = °-78^0-4‘ == 0,0209 м‘.
Площадь потеречного сечения 17 труб одного хода
f8=0,785-0,0212-17 =0,00589 м2.
44
Коэффициенты местных сопротивлений:
а) при входе потока через Штуцер в распределительную коробку
(внезапное расширение)
- f)=(1 - °’6252=0’39;
б) при выходе потока из распределительной коробки в первый ход
(внезапное сужение)
к ЛК Л f» \ П с: f \ 0,00589 \ п
0,5 fa)—0,5 1 0,0209 у 0*36»
в) при выходе потока из первого хода в распределительную ко-
робку (внезапное расширение)
е Л h V /1 0,00589 \ а лтЮз лк17.
e’=(1-Vj=(I-'o^269-) =0,7l82 = 0,5l7;
г) далее согласно схеме на рис. 1-13
= 6в ^8=== 6i0== ^12== ^2 ==0,36; 66 ==1^7= 6В==- 6ц==:: 618== 63=== 0,517;
д) при выходе потока через штуцер (внезапное сужение)
T==^SL=O’375; ^.=0.5(1-#) «0,3.
/2 и > VZUy \ J 2 J
Рис. 1-13. Коэффициенты местных сопротивлений
теплообменника.
Вычисляем потери давления на местные сопротивления.
Скорость в штуцерах шшт=0,33 м!сек, тогда динамическое дав-
ление
дг. 1 ООО.О.ЗЗ2 г- й___
ДРП =—о а о;— — 5,56 мм вод. ст.
Суммарное сопротивление на входе и выходе'
S 61,14=61 + 614 = 0,39+0,3 = 0,69;
ДА,14=2 6-^- — 0,69-5,56= 3,84 мм вод. ст.
Для остальных случаев местное сопротивление определяем по
скорости в трубах w=0.445 м]сек\
26 = 6-0,36 + 6-0,517 = 5,26; Д/2труб = 5,26-10,05 = 53,0 мм вод. ст.
При переходе из одного хода в другой поток делает 10 поворотов
под углом 90°.
Приближенно £=1,1 [Л. 27], тогда
2£= 10 • 1,1 = 11 и Дрпов= 11 • 10,05= 110,5 мм вод. ст.
Суммарная потеря давления на местные сопротивления
Дрм с=3,84+53,0+110,5—167,34 мм вод. ст.
Общее сопротивление теплообменника по трубному пространству
Др = Д/4сс +Дртр= 167,34 + 88,5 « 255,8 мм вод. ст.
45
Определяем потребную мощность насоса
\т 9450.255,8 n плас
N— 3600.102ijp — 3600.102-0,85.1000 —0,007о 0,U08 квШ.
Б. Спиральный теплообменник. Сопротивление теплообменника
Др=ш> </га+*4!) = 0,532 (4,4-0,024-0,0134 )=
= 0,67 м 5=«670 мм вод. ст.,
где 20 = 0,53 м/сек — скорость воды в спиралях; я=-^-= 8,|— 4,4 —
число витков спиралей; а = 0,05-7-0,1; принимаем а = 0,02.
6=Йг=Й^=0'0134; 13=3,35 м-
Мощность, потребляемая насосом,
_СД£_ ____________________9 45Q.670_____
ЗбООрт] 3 600.1000-0,85.102 —U,UZ '
В. Элементный теплообменник. Гидравлический расчет данного
теплообменника аналогичен расчету кожухотрубчатого вертикального
теплообменника. При проведении расчета получены Др=(Ю0,5 мм
вод. ст. и мощность, потребляемая насосом, N=0,003 кет.
Для сравнения рассчитанных теплообменников составляем
табл. 1-11, из которой следует, что для данных условий наиболее под-
ходящим по большинству показателей является спиральный теплооб-
менник.
Таблица 1-11
Сравнительные характеристики теплообменников
Тип
теплообменника
Относи-
тельный
расход
металла
на единицу
сконден-
сирован-
ного пара,
кг/кг
Поверх-
ность
нагрева
на еди-
ницу
объема,
м*/ма
Возмож-
ность
осущест-
вления
чистого
проти-
вотока
Достижение
высоких
скоростей
Кожухотрубча- тый верти- кальный . . 470,5 0,008 0,175 3,90
Спиральный 366,1 0,02 0,16 5,55 —
Секционный или элементный 385,0 0,003 0,17 1,95 —
Условные обозначения:------трудно; X—средне; 4—хорошо (легко).
Приведенные в этой таблице данные о стоимости этих теплообмен-
ников подсчитаны по упрощенным формулам, приведенным в [Л. 37].
Механический расчет спирального теплообменника. Произведем
механический расчет спирального теплообменника, который по усло-
виям компактности и надежности имеет наилучшие показатели. Тол-
щина стенки цилиндрической части теплообменника, находящегося под
внутренним давлением, согласно {Л. 88] при Dh/Hbh<1,1 определяется
по формуле
_ ____рР«В.____1_ /°
230ТаяоП-р Тс’
где -Овн — внутренний диаметр корпуса аппарата, мм\ <р—коэффициент
‘прочности сварного шва (0,85—1,0); р — расчетное избыточное давле-
46
ние, ат; одоп— допускаемое напряжение при растяжении, кгс!мм2; С —
прибавка к расчетной толщине стенки на коррозию. Величина оДОп
определяется в зависимости от расчетной температуры стенки и соот-
ветствующего запаса прочности. Согласно [Л. 88] при /ст <250° С и
В==|£)н/£)вн<1,5 можно принимать од0П= Запасы прочности прини-
маются в зависимости от категории сосуда, его конструкции, вида
ослабления стенок и эксплуатационных условий по табличным дан-
ным.
Сосуд в нашем случае сварной, необогреваемый, категория 5, то-
гда запас прочности 3,5.
Материал стенок Ст. 2, ГОСТ 5520-50. Предел прочности <зв =3 400—
— 4 200 KZcfcM2.
(здоп — — 1 000 кгс]см2^= 10 кгс)мм2.
Принимаем расчетное избыточное давление р=1 ат, поправку на
коррозию С=4,0 мм, тогда
8- = -23о:?710- +1.0=1.55 мм.
Проверим сосуд на прочность в поперечном направлении:
* __ Р^вн [ G „
о® —-- •' — -. | > j
4 О Доп 7С^ВН°ДОП
где р — максимальное избыточное давление; G—нагрузка на стенки
ст собственного веса и веса находящегося в нем теплоносителя.
Вес теплообменника согласно проекту Ссоб=160 кг, вес охлажда-
ющей воды GB = bBaLXs = 0,01 -0,5-3,35-1 000== 16,7 кг, вес бензола
<G6 — bB3L?6 =0,01 -0,5• 3,35-880~ 14,7 кг, тогда общий вес
G = Gco6-{-Gb4-G6= 1604-16,7-f-14,7= 191,4 кг.
=0.00925 + 0,00163 =0,01088см«=<0,109мм.
Из условия технологии изготовления и запаса прочности толщину
стенки выбираем бк=2,5 мм.
Пример 1-5. Определение оптимальной скорости воды
в элементном теплообменнике
Задание. Определить оптимальную скорость воды в трубках эле-
ментного теплообменника, рассчитанного в предыдущем задании. При
расчете принять: число часов использования мощности насоса пи=
= 4 500 ч/год; к. п. д. насоса и электродвигателя т]н=0,7 и цЭд = 0,93.
стоимость 1 ж2 поверхности нагрева
подогревателя С=98,5 руб/м2; стои-
мость электроэнергии Zo=0,01'2/n/6/
за 1 кет ч; доля годовых отчислений
на амортизацию и текущий ремонт по-
догревателя f=0,08* нормативный
коэффициент эффективности Р=0,15.
При расчете условно принять, что
капиталовложения по насосной уста-
новке остаются постоянными при из-
менении скорости воды в трубках по-
догревателя.
Рис. 1-14. К определению оптималь-
ной скорости воды.
47
Таблица 1-12
Расчетная таблица к примеру 1-5
Расчетная формула Единица Скорость воды, м/сек
измерения 0,3 0,5 | 1.0 1,5
Число трубок в одной секции 4G. _ ШТ. 2,5 15 6 5
/1 =— о 1ИИ ra/g и/.р 4-9 450 7,55
3600-3,14-0,0212а>.-996,4 w, Коэффициент теплоотдачи со стороны бен- зола / Л8раГ \0,25 «(5=0,725 {= 1 pAtnd J г 0,122-8792-94,5-9 810-3 600 \°*25_ 1 _0,725^ 0,3-53, In,-0,025 / 1825-0,725 __ 1 320 | ккал/м*-наград 886 948 1050 1080
~ „0,25 „0.25 ’ /4j 1 где л, — среднее число трубок в вертикаль- ном ряду равно К п I Коэффициент теплоотдачи со стороны воды В (pwB)M “ “ rfo.2 (996,4аэв)°,8 п я I -6-98 0,021».’ -4 68ОИ2'8 Коэффициент теплопередачи | 1 j к&ал1м?'Ч,-град\ ккал/л2-ч-град 1 2 160 405 2 450 430 4 680 7 450 486 520
1 1 + 9,71-10-* +— «б °« Поверхность нагрева О 94 500 1 775 л2 4,4 4,14 3,661 3,43
1 ~Ш /г-53,1 k Длина трубок F .о В L = -з— = 13,8 — ласрл п Падение давления воды в теплообменнике Хр(1 +<*м) wB L л 2,44 кг/м? 150,5 1 3,81 214 8,4 8,75 1930 6 520
Др - 2gdBH 0,0308-996,4-(1+2, 1)ц>2£ в 2-9,81-0,021 —230шв£ Потери напора ДЯ — р 996,4 Расход электроэнергии на перекачку воды GbH м 0,0508 0,214 кет/год 8,9 |38,1 1,94 6,56 345 1 180
3600-102^^ 9450-4 500Д/У **367 000-0,7-0,93 ~ 178Д7/ Начальная стоимость теплообменника K=CF = 98,5F Ежегодные эксплуатационные расходы S = fK + Z93 « 0.08К + 0,0123 Е же годные приведенные затраты 3 = PK + S=0,15K + S руб. 434 407 Руб/год 34,8 133,1 РУб/год 199,8 194,1 1 360 337 33,0 141,1 87,0 91,6 11
48
Решение. Из предыдущего расчета имеем: Q=94500 ккал]ч;
расход воды GB = 9450 кг/ч; рв=996,4 кг{м?; для бензола: Я,—
=0,12 ккал/м-ч-град; р=879кг/л?; г=94,5 ккал/кг; ?==£,3кгс-сек/ма;
-^-}-#8агр=8,71 • Ю-4 м*-ч-град/ккал; Д^=53,1°С; ^=0,0308; dBH=
= 21 мм-, JHap=25 мм', dcp=23 мм.
Результаты расчета сводим в табл. 1-12. На основании данных
этой таблицы строим график на |рис. 1-14, согласно которому оптималь-
ная скорость ®оды в теплообменнике для заданных условий составит
1 м!сек.
Пример 1-6. Расчет на прочность кожухотрубчатого
теплообменника жесткой конструкции
Задание. Рассчитать на прочность одноходовой теплообменный
аппарат жесткой конструкции (рис. 1-15,а) при следующих условиях,
длина трубок аппарата L=2/=4O0 см-, наружный диаметр трубок d=
=2,5 см; внутренний */в=2,1 см; диаметр отверстий в решетке d0=
=2,58 см; число трубок в трубной решетке п=121; шаг разбивки от-
верстий в трубной реТпетке $=3,2 см;
=2а=40 см; давление в трубном
пространстве рт=3 ат и в межтруб-
ном пространстве рм=Ю ат; рас-
четная температура трубок /т=60°С;
температура кожуха /к=60°С, мо-
дуль упругости материала решетки
трубок и кожуха ЕР=ЕТ=ЕК=2,1 X
Х106 кгс/см2; коэффициент темпе-
ратурного расширения трубок и ко-
жуха
aT=iaK= 11,8 • 10-е см!град.
Литература [Л. 48; 76]4.
Решение. Толщина стенки
корпуса теплообменного аппарата
дк определяется по уравнению
внутренний диаметр аппарата Z>=
5 Ж”-----------J- С, см
® 2«*доп^ — Р9 1
Рис 1-15. Типовые конструкции тепло-
обменников.
а — жесткой конструкции; б — с плавающей
головкой.
где рр — рабочее или расчетное давление, равное избыточному давле-
нию р, возникающему при нормальном протекании рабочего процесса
в аппарате, ат; DBK—внутренний диаметр аппарата, см; о*дОП— номи-
нальное допустимое напряжение (выбирается в зависимости от марки
стали и температуры стенки), табл. 1-14, кгс]см2, т]—коэффициент,
учитывающий класс аппарата (при обогреве паром или горячими газа-
ми взрывоопасных или пожароопасных веществ т)=0,9, для прочих ве-
ществ т] = 1); —коэффициент прочности сварного шва; С—поправка
на коррозию и округление толщины до стандартного размера листа
(эту поправку во всех «случаях принимают не менее 0,5 мм, а для
агрессивных сред — до 3—5 мм);
8к = 2-1490.1-0,9— ю "Ь= 0»40 См‘
1 Разделы 1, 2, 3. 4, 6 руководящих указаний по расчету сосудов на прочность
РТМ-42-62 {Л. 76] заменены отраслевыми нормалями «Сосуды и аппараты», Нормы и
ОН-26-01-13-65
методы расчета на прочность ичтаягта—
Н ШоУ-оо
4—1243
49
Таблица 1-13
Пробные избыточные давления рпробн при гидравлическом испытании
теплообменников
Наименование сосудов Расчетное давление р^, ат ^пробн’ ат
Все сосуды и аппара- ты, кроме литых То же Литые сосуды и аппа- раты Ниже 5 5 и выше Независимо от давления 1,5 /2Р, но не менее 2 1,25 рр, но не MeYiee /2р-|-3 1,5 рр, но не менее 3
Толщина стенки эллиптического днища, работающего под внутрен-
ним давлением, определяется по формуле
8 —_ РррВН __РвИ I £
Одн— ^^KZ-pp 2h "Г °’
где рР, DBH, о*Доп, <р и С имеют те же значения, что и при расчете тол-
щины стенки аппарата;
/z^0,2£>BH— высота выпуклой части днища, см; К — конструктив-
ный коэффициент; для глухих днищ К=1, для днищ с неукрепленными
отверстиями Д'-=0,95;
Z = 1 — -------коэффициент неукрепленного отверстия;
Ь'вН
d — диаметр неукрепленного отверстия, см.
®ДИ = 4.1 490-1.0,9.1 —з 1Г8 h 0’25 = 0,30 см.
Принимаем 8цн = 0,4 см для того, чтобы корпус и днище [ имели оди-
наковую толщину.
Расчетные давления определяем по большему значению, получае-
мому из двух уравнений:
Рр с = (0,6 + 0,4а) (рм — рт) — р — 0,6рм) + у КI;
Ри = — [а + 0,6 (1 — а) 4- р] рпробн,
где рч <и Рм — давления в трубном и межтрубном пространствах, ат;
/рс— расчетное давление для рабочего состгяния, ат; рпробн — пробное
давление при гидравлическом испытании, ат (см. табл. 1-13);
рР с='(0,6+0,4 • 0,66) (10—3)—3,48(3—0,6 • 10) +
4-0,47-10~5-1 460-200=154 ат;
^=^-[0,66 4-0,6(1 —0,66)4-3,48]. 10-1,25 = 54 ат.
Таким образом, расчетное давление для рабочего состояния боль-
ше, чем* пробное давление при испытании.
В приведенных уравнениях а — коэффициент перфорации трубной
пешетки, определяемый по формуле
а== 1
n /
4 у a J ’
где п — число трубок в трубной решетке; a=DJ2 см; dB — внутренний
диаметр трубки, см;
, 121 / 2,1 \» п
а = !-----4-1-20- =0.66.
,50
р — отношение жесткости трубок к жесткости кожуха:
_ ^„г.ыомУб __3 ,8
где Ет и Е1{— модули упругости материала трубки и кожуха, кгс/см2;
F=nndCp^cp — площадь поперечного сечения трубок, см2, здесь dcv=
—d—dT — средний диаметр трубки, см; Ек—2паЬк — площадь попереч-
ного сечения кожуха, см2 (дк — толщина стенки кожуха); у — расчет-
ный температурный коэффициент, который определяется из уравнения
—а^к=: 11,8-IO'6-60—11,8-10-e-20 = 47.10'5,
где ат и ак — коэффициенты линейного удлинения трубок и кожухаг
Цград; tK и tT — температура кожуха и трубок, °C; К — модуль упру-
гости основания (системы трубок);
„ EtFT 2,1-106.176 , .
К lnaz ~~200-3,14-202— 1 460 Кгс/СМ •
Толщину трубной решетки находим по формуле
8P = [178«^Z -^р8=р7.0,4У200.-!^]0,8==2,1 см,
где Ьдоп — допускаемое напряжение для трубной решетки из стали мар-
ки Ст. 3, которое принимаем, считая т) = 1, по табл. 1-14 равным
1 490 кгс/см2.
Изгибающий момент, распределенный по контуру решетки, равен:
1 Ро«Ф2 —ПФ1—2р) _ 1-154,0.20.4,77 — 81 (7,08 + 2.3,48)
₽ (ф, 2р) (Ф, + 0) — ф| ~0,23 (7,08 + 2-3,48) (6,83 + 10,38) — 4,772
= 274 кгс-см/см.
Коэффициенты Фх = 7,08; Ф2 = 4,77 и Ф3 = 6,83 взяты по табл. 1-15
в функции безразмерного параметра <о = [За = 0,23-20 = 4,6:
4 / 2£_—J / 1460 _
1/ Оф у 80-Ю4-
где Оф — жесткость трубной решетки при изгибе;
> -ф„ 0.45-2,1.1Q..2.P =8О Ю<
Ф ™ 10,9 10,9 *
Таблица 1-14
Номинальные допустимые напряжения в*жоп, кгс/см\ для углеродистых
и низколегированных марганцевых сталей
и
Расчетная температу- ра стенки, *С Марки стали
Ст 2 Ст. 3 Ст 4 22К 16НМ
20 1 340 1 490 1 640 1 720 2 130
200 1 200 1 340 1 470 1 610 1900
240 1 120 1 230 1 340 1530 1850
260 1 070 1 180 1 270 1 480 1 830
280 1 020 1 120 —- 1 440 1 810
300 980 1 080 — 1400 1790
4*
51
4*р и Фо — коэффициенты жесткости трубной решетки и перфорированной
решетки;
Ф»=Ф» (>4-0.1 ^) =0,37(14-0,1 -|^-) = 0,45;
<|)<,=а^У^= 0,66* 3/(Ж =0,37;
ар —расчетный коэффициент перфорации, равный:
а,=а (0,8 4- 0,2 -£) = 0,66 (о,8;+ 0,2 =0,66;
I в — длина развальцованной части трубки в решетке, принимается в зави-
симости от диаметра трубки (рис. 1-16).
Таблица 1-15
Значения коэффициентов Фп Ф2 и Ф, в зависимости от безразмерного
параметра ®
— <о=₽а Ф1 ф. Фа | ®=ра Ф1 ф. Фз
1 2,06 0,19 1,76 5 7,65 5,13 7,38
2 3 2,79 4,5 1,32 2,94 2,75 4,65 6 9,08 6,15 8,91
4 6,19 4,13 6,03 7 10,51 7,17 10,24
Вспомогательная величш ia Т определяется по формуле
Т = аК Рж^ \ 2 JPm — 20.1460 f |2.0,4542.5,45-104 ( 1- . 10,454-1,8 _ • 2 ) = 81.
Рис. 1-16. Конструктивные элементы
трубной решетки.
Здесь коэффициент податливости си-
стемы кожух — решетка
о __ 1,28________1)28 __ л 454. _
/л9ж /20.0,4 ’ ’
жесткость фланцевого соединения
кф = 2Е
2-2,Ь 10е
0,4*
/20-0,4
г bh3
L 12Я®
7,2-1,8*
12.23,6г "•
= 5,45-104
В последней формуле /?=23,6 см (расстояние от центра тяжести
сечения фланца до оси аппарата), Ь^7,2 см (ширина полки фланца),
—0,3=2,1—0,3 =1,8 см (толщина полки фланца, рис. 1-16)
Вспомогательная величина 6 определяется по формуле
л <хК 20-1460 __« р. по
°----0,232.5,45-Ю 4
Перерезывающая сила, распределенная по контуру трубной решетки,
л _ paa (Ф, + 0) — ТФ2_____154.20 (6,83-f- 10,39)—81.4,77_
"" (Фх + 2р) (Ф, + 0)"-(70,84-2-3,48)+(6,83+ 10,39)-4,772 —
= 240 кгс-см/см.
52
Максимальный расчетный изгибающий момент в трубной решетке
^макс = Д =0,27 n2^S- — 2,96 кгс • см! см,
где А = f (т, <о)=0,27 (по табл. 1-16); т — характеристика заделки ре-
шетки:
₽Жа 0,23-274 _П9п
т — 240 U,26‘
Таблица 1-16
Значения коэффициента А в зависимости от безразмерного параметра ш
и характеристики заделки решетки по контуру т
(0 v m (0 m
0 0,1 0,2 0,3 0 0,1 0,2 о.з
6 0,41 0,35 0,30 0,26 2,0 0,55 0,48 0,43 0,40
8 0,40 0,35 0,2(0 0,26 3 0,44 0,40 0,37 0,34
10 0,40 0,34 0,30 0,25 . 4 0,38 0,32 . 0 28 0,26
14 0,30 0,28 0,25 0,25 5 0,41 0,35 0,30' 0,26
Напряжение на изгиб в трубной решетке должно быть меньше допус-
каемого:
6-А4макс
Т₽8Р
°доп,
О =:
где <рр — коэффициент прочности решетки, определяем по формуле
s—[шаг разбивки отверстий в трубной доске, см; d0— диаметр отверстия
для трубок в решетке, см; тогда имеем:
°= -7Гта75-йГ==2000>1490
Полученное напряжение ют изгиба в трубной решетке превышает до-
пускаемое, поэтому увеличиваем толщину трубной решетки >бр до 2,9 мм
и делаем перерасчет по приведенной выше методике. Новый результат
расчета дает соответствие действительного напряжения от изгиба с до-
пускаемым напряжением одоп.
Рис. 1-17. Трубки с проволочным оребре-
нием.
1 — латунная несущая трубка; 2 — спираль из
медной проволоки; 3 и 4 — медные проволоки
для крепления спирали; 5 — проволока для
лужения трубки и пайки спирали.
Призер 1-7. Расчет воздухоохладителя
с проволочным оребрением
Зад'ание. Произвести по методике С. С. Бермана [Л. 8] расчет
воздухоохладителя с проволочным оребрением с перекрестным током
теплоносителей (рис. 1-17) при сле-
дующих данных: расход воздуха
Gi=29 кг]сек; температура.на вхо-
де ft=128°C; абсолютное давление
на входе pi=2,87 ат; температура
на входе t'\— 57° С, сопротивление
по пути воздуха Др1=100 мм вод. ст.;
расход воды G2=89«103 кг/ч; тем-
пература .воды на входе /'2=35°С;
число ходов по воде четное. Возду-
хоохладитель выполнен из латунных
трубок диаметром 19/17 мм с мед-
ным проволочным оребрением вы-
сотой h =16,25 мм, диаметром по
оребрению £1=51,5 мм, диаметром
53
проволоки 6=0,69 мм, шагом спирали z=48, шагом витков и=7 мм,
расстоянием между осями проволоки одной петли #=4,3 мм и числом
витков на 1 пог. м трубки х= 143.
Кроме того, определить зависимость основных размеров — фрон-
тального сечения s, глубины пучка Н и объема пучка V воздухоохла-
дителя от сопротивления воздушной стороны в пределах Др=
=50—'500 мм вод. ст., ia также вычислить, как изменится коэффициент
теплоотдачи с газовой стороны и аэродинамическое сопротивление
охладителя, если вместо воздуха подавать: а) чистый водород; б) га-
зовую смесь (92% ио объему водорода и 8% воздуха).
Рис 1-18 Поправочный коэффициент ty=f(P, Р)
а) при перекрестном токе, б) при смешанном токе теплоно-
сителей [Л 48].
Решение. Тепловая мощность аппарата <Q = 3600GiCi(/'i—£"i) =
=3 600 • 29 • 0,241 (128—57) = 1,78 • 106 ккал/ч (ci=0,241 — теплоемкость
воздуха при средней температуре, которую принимаем предварительна
равной 90°С).
Напрев воды
5^ —Ю6______________20° С
2— б2 89-103
Конечная температура воды
Г \ = Г 2 4- Ы2 = 35 + 20 = 55° С.
Средний температурный напор при противотоке
. (^-^2)-(fS-r2) _ (128-55)-(57-35) = о Q
128 — 55
2.3Hg 57 — 35
Д^прот-- у ~
2,3,8 77=77
Поскольку действительно имеет место перекрестный ток, находим вспомо-
гательные величины по формулам из [Л. 48]:
п___ ___ 20 ___О1Л. D______ __ 128 57 Q —j.
Ы2 —' 20 — б’0£)-
-Ki-----198 35’=0-216; R =
Рдсп 1 ZO ОО
54
Принимая предварительно, что число ходов Z=2, находим по рис. 1-18
поправочный коэффициент к противотоку ф=/(Р, 7?) =0,985. Тогда
средний температурный напор
At = ф AtnpoT=0,985 - 42,6 = 42° С.
Средняя температура воды
?, = V , + -ф- = 35+-^=45э С.
Средняя температура воздуха
^ = ^+^=454-42 = 87° С.
Физические параметры при средних температурах: воды у,2=
==61,3 • 10~6; воздуха y,i=i2,18-10-6; Xi=0,0267. Плотность воздуха опре-
делим по уравнению состояния, исходя из начальных давлений и тем-
пературы:
_ __ Pi* 10*___2,87»104______о уос Ms
P1 RJ\ — 29,27.(87-4-273) —кг1м *
Определим некоторые дополнительные параметры трубок и пучка. Шаг
петель /0 —-^ = мм. Разбивку трубок принимаем тре-
угольной с движением воздуха по длинной диагонали. Принимаем за-
зор между оребрением трубок равным ’2 мм, шаг разбивки t =51,54-
4-2=53,5 мм.
Общая наружная поверхность 1 пог. м трубки слагается из на-
ружной поверхности несущей трубки F^p и поверхности оребрения Fp.
Эффективная длина (точнее полудлина) проволочной петли
/эф = А —28---Ут+^у = 16,25-2-0,69—^-4- --
4-0,785-4,3=16,1 лгл£=0,0161 м.
FTP==™/H==3,14-0,019 = 0,0597 м2/лс,
Гр = -Е8г-2/эф = 3,14-0,69-48.143-2-16,1- 10~в = 0,480 м*/м.
Общая наружная (оребренная) поверхность 1 пог. м трубки
FH = FTP 4- Fp = 0,0597 4- 0,480 = 0,540 м*!м.
Внутренняя поверхность 1 пог. м трубки
fB = ^dB = 3,14-0,017 = 0,0535 м‘1м. .ОР = .£*=£Й2,= 10,1.
Коэффициент сужения сечения [Л. 8]
. (dn 4- 45) И 4- 45/аф . (19 4-4-0,69)-7 4-4-0,69-16,1 п ,^л
’Псуж —1 — 1 53,5-7 = 0,474.
Удельная поверхность теплообмена (по оребренной стороне)
f — Fx —, 0.540 __рой >z21мз
1 0,866s2 0,866-0.05352 M 1 ’
где 0,866 — коэффициент заполнения трубной решетки при треугольной
разбивке; s — шаг между трубами; 0,866s2—объем пучка на 1 м
длины.
55
Формулы теплообмена и аэродинамического сопротивления для
трубок с проволочным оребрением при их поперечном обтекании воз-
духом (Л. 9]:
Nuu = 2,8Re°-*(4=-)'<’'' (тт)’”: (1-8>
Еи„= 1,бЛ"Ке;0-2УАГ,-"7Ау-,7^.у-’. (1.9>
и \ч J \ и / \ и J ' '
Определяющим геометрическим размером в этих формулах явля-
ется шаг витков и, поэтому критерии имеют нижний индекс и. Геоме-
трические параметры данных трубок лежат в пределах применимости
формул (1-8) и (1-9).
Для учета неравномерности теплопередачи по поверхности ребра
в формулу (1-8) вводим поправочный коэффициент 0,85, а также ко-(
эффициент эффективности ребра Е, которым обычно задаются >в пре- ’
делах Е=0,7’5—-0,95 [Л. 9].
Тогда
Nu„ = 2,38 Е Re*"^) ' 00° • (1-10>
i
Для расчетов упростим формулы (1-9) и (1-10) применительно к нашим
данным:
(vY°’’=(^-)’0,в ^0’549’'Ш°'36=(тг^У,36=0’382’
2,38.0,549-0,382 = 0,498.
Тогда формула (1-10) примет вид:
Nuu=0,498£Re°’4S. (а>
Далее
00 010° = 1,950; 00= 0^0 • = 1,135;
(^y,'=f4Y’,=1-099;
\ и J 17 1 ’ ’
1,6-1,950-1,135-1,099 = 3,88,
и формула (1-9) примет вид:
Euu = 3,88zz" Re“0,24. (б>
Сопоставляя выражения (а) и (б) с формулами:
Nu = 6Re"»; (1-11)
C = 2Eu = eRer, (1-12)
где С — коэффициент сопротивления, получаем:
6=0,498 £•; т=0,46; 2 = 3,88-2 = 7,76; г = — 0,24.
Определяющим геометрическим размером в данном случае является
величина «, относительным продольным шагом — y = s"]u, т. е.
0,866s 0,866.53,5 с
ф" = — -----—------:—= 6,61.
~ и 1
Безразмерная величина ф = -^-=-^^^-= 1,69. Предварительно за-
даемся значениями: Е=0,85; /=0,8.
56
X=-^-=r-~------отношение термического сопротивления R со сто-
роны рассматриваемого теплоносителя к общему сопротивлению BO6nv
обычно у=0,7 н-0,8.
Относительное фронтальное сечение по воздуху находим по формуле
С. С. Бермана [Л. 8] ,
s'^^AXB, (1-13)
где
1
д___ /________Pryg______\3-W +Г __
2^2И1Р1ХбДрх^2ужф» J
1
(О,70.1,69-7,76-10е ^3—0,46—0,24
2-9,812-2,18-2,725-0,8-0,498*0,85-100-228-0,474а-6,61 )
т—г 0,464-0,24
р / glMcy» ^З-т-н- /9,81-2,18-0,4744 3—0.46-0,24
и J 106-0,007 ) U’ '
Тогда относительное фронтальное сечение
s’ = 0,864-0,1365=0,118.
Фронтальное сечение
5 = $'6,=0,118-29 = 3,42 м*.
Глубину пучка по ходу воздуха определяем также по формуле С. С. Бер-
мана [Л. 8J:
Я=С}ХО, (1-14)
где
1—т 1—0,46
2р1Др,к,фм \3-m-H_/2-2,725-100-0,007*-6-61-1012\3—0,46-0,24_
\ 9,81-2-2,182-7,76 J °**0*
2+г 2—0,24
_ /Рг Г?суж y-'K+r f 0,7-1,69.0,474 \ 3-0,46-0,24 __
\ %bf ) 0,8-0,498-0,85-228) ’
Глубина пучка Н = 34,8 -0,0229 = 0,797 м. Число поперечных рядов
(по отношению к потоку воздуха)
- Н °’797 -17 3
" 0,866$—0,866-0,0535
Принимаем 18 рядов, чему соответствует глубина пучка f/=0,866-sn" =
= 0,866-0,0535-18 = 0,835 м. Принимая длину трубок 1 = 2,5 м и число
S 3 42
ходов воды [za=2, получаем ширину аппарата В=—=-^-= 1,37 и.
Число трубок в поперечном ряду n'=-j-=^^g=25,6; примем п,' =26,
чему соответствуют: ширина аппарата В = /z/s=26-0,0535= 1,39 л;
фронтальное сечение s=В/= 1,39-2,5 = 3,475 л«2. Общее число трубок
#= д'п"= 18-26 = 468, а в каждом ходе л =—=468:2 = 234.
z8
Производим поверочный расчет для уточнения значений х и Е.
Мямсовая. скорость воды в трубках
(о>р)2= 2825^| п —2825-0,о^-гз^465 кг] м*-сек.
57
Re, = = 13 150> 10*.
g(*2 9,81-61,3 '
Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны
„ ___ Я (а’)2*8 о 1 ой 468».8 о
^ot2 -2138 0 0170,2 —2 560
[А6—2138 (по табл. 1-1 при t2 = 45°C)].
Скорость воздуха в узком сечении
_ G, __ 29
Рг^еуж ““2,725.3,475-0,474 —
р te\piK 6,46-2,725-0,007 с 77л
Ке“ gH ““ 9,81-2,18-IO-6 —й Z /и
что лежит в области, для которой получены зависимости (1-8) и (1-9)-
Коэффициент теплоотдачи от воздуха по формуле (а) без учета
влияния коэффициента эффективности £
a1=0>498-4-Re"-46=0,4984r^-53,6= 102.
Коэффициент эффективности прямого ребра, каким является прово-
лока, определяется по рис. 1-19: E — th(mh)]mn,, где для ребра круглого
сечения mh = 2/Эф =2 • 0,0161 j/"=0,682; Яр = 330—коэф-
фициент теплопроводности меди; (Л. (0,682)=0,593 по [Л. 9].
Tz , , «г г? th (0,682) 0,593 л о„
Коэффициент эффективности ребра Е =—^82^;=о168Г=^’^7-
Приведенный коэффициент теплоотдачи
aBp = a, 102.('-^^-+^^..0,87 )= 102-0,883 = 89.
\-^общ 4 общ j 1 0,540 1 0,540 у
Следовательно, уточненное значение £=0,883 (ранее было принято
£ = 0,85).
Коэффициент теплопереда чи, от-
несенный к оребренной поверхности,
& ~ i ~ 1 ю,1 ~ “66 ’
anpi + «2 Е°р 89 + 2 560
Уточненное значение у =-----=
®npi
=-^-=0,742 (было принято 0,8).
05/
Отношение уточненного значения
Е к ранее принятому
Рис 1-19 Коэффициент эффективности
для круглых ребер [Л 9]
0,833-0,742
0,85-0,8
—0,965
ние
По формуле (1-13) и с условием,
1
/ 1 \3—т +г
s пропорционально
что 6=0,498£, фронтальное сече-
1
/ 1 43—0,46—0,24
е. изменится в ( i =
58
= 1,015 раза. Следовательно, фронтальное сечение следует увеличить
на 1,5%; это и было выполнено при округлении в большую сторону
числа труб в поперечном ряду (26 против расчетного 25,6).
2+г
По формуле (1-14) глубина пучка Н изменится в (g-j^g )3 m+r=
/ 1 \ О 76
=( g-g65 1 ’ =1,03 раза, т. е. ее следует увеличить на 3%; это было
сделано ранее при округлении Н до величины, кратной шагу разбивки.
Объем пучка У=775=0,835*3,475=2,9л«3. Для контроля выполнен-
ных расчетов проверим общую поверхность теплообмена F и аэродина-
мическое сопротивление Аре.
F — HSf = 0,835- 3,475- 228 = 660 мг.
С другой стороны, поверхность теплообмена должна составлять:
F= Q=2^=643.
Ш 66-42
Таким образом, расхождение составляет 2,6%.
Сопротивление по воздуху Ар± определяем по формуле (б):
ReT0’24 =5770-°’!*=0,125;
о
ДА=з,88л" Re;°’2,^=
о
= 3,88-18-0,125-6,462 101,5 мм вод. ст.,
У , О 1
что на 1,5 мм вод. ст. больше заданного значения. Это вполне закономер-
но, если учесть, что расчетом получено число поперечных рядов п"=17,3,
а было принято п"=18.
Рис. 1-20. Воздухе- и газоохладитель турбогенератора.
а — теплообменник (одна секция); б —компоновка теплообменников.
59
Спроектированный воздухоохладитель показан на рис. 1-20, по усло-
виям компоновки он выполнен в виде двух теплообменников, включен-
ных последовательно по воздуху, что практически не меняет его харак-
теристики.
Для определения зависимости основных размеров от сопротивления
воздушной стороны в пределах Др=50—500 мм рт. ст. обозначим индек-
сом 1 значения, относящиеся к вышеизложенному расчету: Api=
= 100 мм вод. ст.\ м2\ /Л=0,835 м и Vi=2,9 м3, а индек-
сом 2 — значения при других давлениях. Согласно формулам (1-13),
(Ы4), а также формуле С. С. Бермана '[Л. 8]
V,=-^-=W, (1-15)
где
m 3+г
М\3~m +r. дг / Prjpd_\ 3-m+r
1 — 2pApd'4" J ’ g^ybf J
имеют место пропорциональные зависимости
1 1—tn m
_ / 1 \3—m+r 3—m+r / 1 \3—tn+r
S'-vf-T—I ; V-v -7— 1
\ bp J \ bp J
В данном случае, т. е. при поперечном обтекании пучка трубок с про-
волочным оребрением, m=0,46; г — — 0,24; тогда
____1 —_____J________О 44 е?
3 — m + r ~ 3 —0,46 —0,24”-’°°’
1 m 1 0,46 ___л OQt?.
3 — m+r “'3 — 0,46 - 0,24“v’zo°’
m __ 0.46______n 9
3_m + r 3 — 0,46 — 0,24 ’’
Поэтому
/Ап. \о,*»5 /100Х«.4”
S2 = S1f-^-) =3,475(-~-| м\ (в)
2 Др2 J \bp2 J ' 7
«— »-(4й)......
'-Ч-й-Г-и w
Значения Va можно получить и непосредственно, поскольку Va = S2//2.
Результаты подсчетов сведены в табл. 1-17.
Таблица 1-17
Расчетная таблица к примеру 1-7
АЛ» ** вод. ст. 50 75 100 150 200 300 400 500
S2 / 100 \ 0,435 <S> \ Др2 j 1,35 1,13 1 0,83 0,74 0,62 0,55 0,50
S2, м* 4,70 3,94 3,475 2,87 2,57 2,16 1,91 1,74
Н2 /Ар2\0,235 Т/ГПДоо ) 0,85 0,93 1 1,10 1,18 1,29 1,39 1,46
Н2, м 0,71 0,78 0,835 0,92 0,98 1,08 1,16 1,22
V2 /100\0,2 1,15 1,06 1 0,93 0,87 0,80 0,76 0,72
V2, м» 3,34 3,08 2,90 2,70 2,52 2,32 2,21 2,09
60
Из этой таблицы видно, что с увеличением допустимого аэродина-
мического Сопротивления пучка Др фронтальное сечение S сильно умень-
шается, глубина пучка И возрастает, но медленно, в результате чего
объем пучка V уменьшается.
Определяем изменение аэродинамического сопротивления охлади-
теля с газовой стороны, если вместо воздуха подается водород или во-
дородно-воздушная смесь.
А. Чистый водород. Из формулы для сопротивления охладителя
. , И w2p -j
Др=С мм вод. cm.,
где коэффициент сопротивления
C=2Eu=eRep,
видно, что имеет место пропорциональность
Др wsp Rep wsp (—, (е)
где г =— 0,24. При неизменном объемном расходе ш = const, поэтому
(ж)
<*
Физические параметры водорода (индекс Н2) и воздуха (индекс Вв“)
связаны следующими приближенными зависимостями (точные соотноше-
ния — см. [Л. 10]). —- 0,07рв, Нн, — 0,5|iB> — 7vB, —
== 14,3tfB- Объемная теплоемкость и критерий Рг для воздуха и вод о-
рода как для двухатомных газов одинаковы. По формуле (ж) *-=*
=0,07°’”-0,5°’а4 = 0,112, т. е. аэродинамическое
сопротивление по водороду в 1/0,112 = 8,9 раза меньше, чем по воздуху.
Б. Водородно-воздушная смесь. Плотность газовой смеси
Рсм=2г<р/. (з)
Коэффициент вязкости смеси
SftJUf
P"CM----
SrtMt,
И*
(И)
г — объемные доли; гн =0,92; гв = 0,08; м — молекулярные массы»
лНа = 2,016; мъ — 28,96; р — плотность при нормальных условиях; рн> =
=0,0899; рв= 1,293; р. — коэффициент вязкости при 0°С; ^=0,852 X
х Ю“в; ^в= 1,75-10“® (значения взяты по [Л. 10])
по формуле (з)
Рем=0,92-0,0899 + 0,08-1,293 = 0,186 кг\м\
По формуле (и)
0,92.2,016 + 0,08-28,96 1П_в . .Q 1П_в
Р-см— 0,92-2,016 0,08-28,96 *1U —.
0,852 + 1,75
Отношение аэродинамических сопротивлений газовой смеси и воз-
духа по формуле (ж):
Дрем ( PcmW’/’p-cm V.*« /0,1861,19П9ПО
Др. \ р. ) К Н. J — \T293J ^1,75^
Аэродинамическое сопротивление при смеси указанного состава
почти в 5 раз меньше, чем при воздухе, и в 0,209/0,112=1,87 раза
больше, чем при чистом водороде.
61
Определяем теперь изменение коэффициента теплоотдачи с газовой
стороны охладителя, если вместо воздуха подается чистый водород или
водородно-воздушная смесь.
А. Чистый водород. Из формулы теплообмена (а) имеем пропор-
циональность
(к)
При одинаковом объемном расходе w=const, поэтому зависи-
мость (к) примет вид:
(о \°,46
--I • (л)
Р- J V 1
Тогда
« Л / Отт \°»46 / • \°>46
___ Ht / гНа \ / Ив _________rj e Q 0уо,4б в 20,46 - „ 2 §4-
“ Ц р. / \ 14 у ’
т. е. коэффициент теплоотдачи по водороду в 2,84 раза больше, чем По
воздуху.
Б. Водородно-воздушная смесь. Значения плотности и вязкости сме-
си были вычислены ранее:
Рем—0,186; Цсм—1,19’10 6.
Определим коэффициент теплопроводности смеси по [Л. 62]. Для
этого выпишем значения теплофизических констант компонентов
при 0°С.
Ср
м
Водород .
Воздух .
. 3,390 1,410 2,40 0,852.10-6 2,016
.0,240 1,400 0,1715 1,75-Ю-6 28,96
Переход от объемного состава к массовому выполняем по формуле
(м)
де g— массовые доли; г — объемные Доли; м— молекулярные массы.
rHj = 0,92 • 2,016 = 1,853; гвл/в = 0,08 • 28,96 = 2,315.
1,853 п л ле 2,315 п ССг-
1,853+2,315 —0,445. g» 1,853 + 2,315 —0,555.
Вычисляем значения ср, cv и k для газовой смеси:
=% + ёвСр= 0,445.3,39 + 0,555 • 0,240 = 1,64;
Чм = %а +^в=0,445 • 2,40 + 0,555 - 0,1715 = 1,165;
h___ 1 >64 _. лйН. R_____ 9^см — 6_ 9-1,405 — 5 _1 Qi
/г —1,165—1>405, В— 4 — 4 1,91.
VCM
По [Л* 62] коэффициент теплопроводности смеси:
^см=-3600^смс £ = 3600-9,81-1,19-IO-6-1,165-1,91 =0,093.
исм
Отношение коэффициентов теплоотдачи смеси и воздуха по формуле (л)
“см-Хсм/Рсм р.в \о*6 _ 0,093 / 0,186 1,75 Х0.4* 9
«в у. Исму 0,021 1,293 ’ 1,19 J —А
62
Пример 1-8. Расчет теплоуловителя из гладких
и профилированных листов
Задание. Выполнить сравнительный расчет теплоуловителя из
гладких и профилированных листов. Теплоуловитель использует влаго-
выделение от бумагоделательной машины в количестве W= 14 000 кг/ч.
Воздух в теплоуловителе нагревает-
ся от —28 до +49° С. Паровоздуш-
ная смесь поступает из колпака в
теплоуловитель с температурой
+50° С. Параметры воздуха приве-
дены в табл. 1-18, а процесс измене-
ния параметров приточного воздуха
и паровоздушной смеси показан на
/^-диаграмме1 (рис. 1-21). Количе-
ство паровоздушной смеси принять
равным количеству приточного воз-
духа [Л. 41
Решение. Количество приточ-
ного воздуха
„ W-1 000 14 000-1 000 ,
G = —S3—=--------32--- «*/«•
Разность влагосодержаний воз-
духа Ad определяем по /d-диаграм-
ме. Поверхности нагрева сухой и
насыщенной зон определяем по
формулам:
р___ Qc . р___ «2
С~~ ’ Н~~ ’ м •
Рис. 1-21. Процесс изменения парамет-
ров приточного воздуха и паровоздуш-
ной смеси в теплоуловителе на Id-juia-
грамме.
Т а б л ица 1-18
Параметры воздуха к примеру 1-8
Параметры Наружный воздух Воздух, по- даваемый в зал Воздух, уходя- щий из помеще- ния под вытяж- ной колпак Паровозд ушная смесь, удаляемая из-под колпака
Температура, °C Относительная влажность, —28 19 18 50
% 100 5 26 42
Влагосодержание, г/кг . . . 0,3 0,3 3,5 35,5
Энтальпия, ккал/кг .... — 4,6 6,4 34
Для сухой зоны (линия DE) QC = (ID— IE)G\ для насыщенной зоны
(линия EF) Qa = (IE — IF)G. Температурный напор для сухой зоны
* j _ *а + *В
Д/с— 2 2 ’
для насыщенной зоны
д ± _ *Е tF А *В
2 2
где tA и tB — температуры наружного и подогретого воздуха (линия А/?);
/D, tp — температуры паровоздушной смеси в сухой (линия DE) и на-
сыщенной (линия EF) зонах (рис. 1-21).
1 Для расчетов теплообменных аппаратов, работающих в системах кондициониро-
вания воздуха, в конце книги дается вклейка /d-диаграммы для низких температур.
68
Расчетная таблица к примеру 1-8
Таблица 1-19
Наименование Размерность [ Теплоуловитель из гладких листов Теплоуловитель из профильных листов
Расчетная формула Значе- ние Расчетная формула Значе- ние
Скорость врздуха м/сек Принята 15 Принята 6.5
Критерий Рейнольдса W_d Rp = в 9 3 600 “в^в Dp В ® 5 860
В у в V
Критерий Нуссельта — Л 80,3 ad кт В 9 Nu»= к 39,7
Коэффициент теплоотдачи от воздуха к стенке ккал/м'-ч-ерад я =0,018-Д- ReO»8* “ d9 в 50,5 “в = 0.24-^-Х 66,5
х]/ Ке0.67 г а, в
Скорость паровоздушной смеси м/сек Принята 15 Принята 12
Критерий Рейнольдса Re 30 300 ш> d р„ см в 6 140
кесм*" у 1чССМ у
Критерий Нуссельта Nu — —см—8 70 tx d Nu - см 8 20,8
см х ем х
Коэффициент теплоотдачи от смеси к стейке ккал/м3-ч -град ec«=0>018^- Re°’8 см d9 см 44,6 % =0,018^е0’8 см d^ см О 52,2
Коэффициент теплоотдачи в сухой зоне ккал/м*.ч-град k — 23,7 Ь °вВем 29,3
С “в + “см °- «.+%.
Поверхность нагрева сухой ЗОНЫ м3 1 560 р_ Qc
с" V*e с 15 U
Коэффициент теплопере- дачи в насыщенной зоне ккал/мР-ч-град *Н* “в 50,5 kH~ “в 66,5
Поверхность нагрева на- сыщенной зоны м3 р - qh 1 750 р _ qh 1 330
И ' М*Н в
Суммарная поверхность нагрева м3 F = Рс + Ри 3 310 Р = Ре+?я 2 595
Проходное сечение для воздуха м3 f = °» 6,04 f= Gb 13
'« 3 600рвшв ’» 3 600рвшв
Проходное сечение для смеси М? f __ GCM 7,12 С _ GCM 8,95
;см 3 600ремШсм см 3 600рсЛм
Число каналов для смеси — ^см СМ~ Мм 407 п ** CM f 'к 47 300
Высота теплоуловителя м ft- F 4,2 А= F 0,69
^"см
Число каналов для воз- духа — п — Л«в 90 3 770
Число выступов по ходу воздуха — — — г = ием/”в 12
Ширина теплоуловителя м Принята 0,97 ft0 = zsi 0,48
Длина теплоуловителя м ^=псм<«в+«см+ 25) 15, 0 1 = <«в 45,0***
Сопротивление при дви- жении воздуха мм вод. ст. По формуле [Л. 60] 53 По формуле (1-16) 50
Сопротивление при дви- жении смеси мм еод. ст. То же 48 По формуле (1-17) 36
Объем, занимаемый по- верхностью теплоуло- вителя м3 V = hbl 61 V — hbol 15
• По данным М. А. Михеева [Л. 60].
** /^—площадь сечения одного канала.
. *** Теплоуловитель из профильных листов получается вытянутым по фронту и для сокращения
фронтальных размеров компонуется по воздуху двухпоточным.
64
Для сухой зоны коэффициент теплопередачи определяется по формуле
k__________________________ «В«СМ
«В + «СМ ’
где ав и асм — коэффициенты теплоотдачи со стороны воздуха и паро-
воздушной смеси в -сухой зоне.
Для насыщенной зоны &н~<ав, так как коэффициент теплоотдачи
при конденсации парогазовой смеси имеет большие значения и термиче-
ским сопротивлением со стороны паровоздушной смеси можно прене-
бречь.
Результаты сравнительного расчета сводим в табл. 1-19.
Как видно из таблицы, теплоуловитель из профильных листов для
одних и тех же исходных данных по габаритам в 4 раза меньше, чем
теплоуловитель из гладких листов.
Выше было сделано предположение, что для насыщенной зоны
/гн~ав; проверим это предположение по Д. Ф. Сергазину [Л. 48]. При
Re>10000
Nura =0,023 Re»-* Рг°л ,
где Nunj=₽rfa/£)p; Re = ayd3/v; Pr = v/£)c; P— коэффициент массоотдачи;
da— эквивалентный диаметр; Dp — коэффициент диффузии, отнесенный к
градиенту парциальных давлений, определяемый по формуле
„ 6,27.10-6 / т \о,8 .
Р ( 273 ) ’
Dc— коэффициент концентрационной диффузии, определяемый по формуле
Dc = DpRnT, м*/ч.
-Отсюда имеем:
= ^0,023 ’ f4.
d9 \ v / \D* J
В нашем случае
da ==0,0091 м; Г «з 303° К; р ~ 30 мм pm, сти. = 410-10“4 ат;
/?п=47,1 кгС‘М}кг-град—газовая постоянная для пара;
w= 15 м/сек; v= 13,27-10“6 мй/сек.
„ 6,27.10-6 / Т \0.8 .
р ^ 273у ’
п 1 6,27.10-’ /ЗОЗ\о,8 6,27.10-».1,09 1Л-в . .
PP = ^07l0^(273j 4Ю-Тб~*--=168-10 M/Ч,,
DC — DPRUT, м*/ч;
Z>c = 168-10“в-47,1-303 = 2,4 л«а/^ = 665-10“в м*/сек;
рго-4 /_2_\0,4 —/13,27.1О-«\о>4 —Одом 0 208*
V 665-Ю-6 j ~u,uz —v,zuo,
Re».8 = f^У’8 = ( isgXj” =10300».*= 1580;
Q 168.10-6.0,023-1580.0,208 niA i/
p — 0,0091 —
Коэффициент теплоотдачи при конденсации парогазовой смеси
ам=«су1+^= 50,5+^^15=50,54-1675=
= 1725,5 ккал/м*-ч-град.
5—1243
65
В этом случае коэффициент теплопередачи в насыщенной зоне равен:
= «вл + “сух 1725,5 + 50,5 ккал!м • ч• град.
В результате расчета выяснилось, что на численное значение коэф-
фициента теплопередачи коэффициент теплоотдачи при конденсации
пара из паровоздушной смеси не влияет. Если /г~асух=50,5 ккал!м2Х
Хч-град, то по проделанному расчету k—49 ккал)м2• ч-град, т. е. сни-
зился всего на 3%.
Сопротивление волнообразных каналов разной кривизны при про-
ходе воздуха определяется по формуле [Л. 4]
Го,321/-^ 4-0,16-^
{-3,2 A- Re-0-4 (/2-2)4-
4—2 г 1 j, мм вод. ст. (1-16)
Формула справедлива при Re = 4-103 3-104 и 0,25 < — <0,50. ХЗо-
противление каналов с овалообразными выступами определяется по фор-
муле [Л. 4]
= 0,064-^-^—f--2 Т pw2, мм вод. ст., (1-17)
Воздух
ЛароВоздушная
смесь
Рис. 1-22. Теплоуловитель из профильных
листов (к примеру 1-8).
где п — число волнообразных выступов по ходу потока; do — внутренний
размер двухугольного канала; s— ширина волнообразного канала; t2,
Zi—температура на входе и при выходе из пакета, °C; Т=273 + /Ср; Ар—
средняя температура потока.
Для условий примера: do=lO мм; s=5 мм; si=40 мм; s2=70 мм.
Воздух проходит по волнообразным каналам, а паровоздушная смесь
по овалообразным каналам.
Результаты расчета гидравлических сопротивлений по приведенным
формулам при расчете теплоуловителя приведены в табл. 1-19.
На рис 1-22 показан спроек-
тированный теплоуловитель ив
профильных листов. Паровоздуш-
ная смесь проходит по двухуголь-
ным каналам и отдает тепло при-
точному (Воздуху, движущемуся
по волнообразным каналам.
Разделение рабочих сред при
сборке производится следующим
образом. Края секции со сторо-
ны входа и выхода паровоздуш-
ной смеси образуют зубчатую*
линию 1, по конфигурации кото-
рой из листового материала вы-
полняется специальная гребенка
2 и приваривается к торцам ли-
стов. По двум другим сторонам
устанавливаются планки 3, кото-
рые привариваются к кромкам
крайних листов. К гребенкам и
планкам привариваются фланцы 4 из углового железа для соединения
секции с воздухопроводом приточного воздуха. Аналогичным способом
оформляется фланец 5 для присоединения теплоуловителя к каналу па-
ровоздушной смеси. С наружной стороны пакета устанавливаются
щеки 6 с ребрами жесткости 7.
66
Необходимо отметить, что пластинчатые теплообменники из про-
фильных листов более герметичны и находят применение при повышен-
ных давлениях теплоносителей порядка нескольких атмосфер, в част-
ности они используются как воздухоохладители газотурбинных уста-
новок.
Пример 1-9. Расчет водонагревателя-аккумулятора
с водяным обогревом
Задание. Рассчитать водонагреватель-аккумулятор с водяным
обогревом для нагревания в течение т=5 ч G2=10 000 кг воды от t\=
=5° С до £"2=50°С; расход греющей воды Gi=4000 кг!ч', температура
греющей воды на входе £'i=70°C. Греющая вода циркулирует по латун-
ным трубкам диаметром d=21/25 мм. На основе расчета выбрать типо-
вой аппарат.
Литература: [Л. 48, 51, 88].
Решение. Расчет начинаем с определения удельной производи-
тельности аппарата. Приняв теплоемкости с4=с2=1 ккал (кг- град, най-
дем:
kF = Gift In---r——-p-----ту-=
, O2 , l 1 ----Г 2
In t\ — f'2 ~
= 4000 In------innnn 1---Tn—e—=3560 ккал!ч-град.
1 — 4 000-5 ln 70 — 50
Средняя температура нагреваемой воды определяется по приближенной
формуле
th = - Д/ = 70--------~ 32° С.
1п 70 — 50
Температуру греющей воды, выходящей из аппарата, определим по
формуле1
l"№=if2 + («'i — if 2) ехР ( —<577 ):
=32 + (70- 32) exp (—|w)=47-6° С
Для вычисления коэффициента теплопередачи задаемся скоростью
движения воды в трубках w=0,4 mJ сек и определяем режим движения
воды в них:
Re = — °n’t°,’п02!=16'800 > 10000.
vy 0,5-Ю-6 -
Значение кинематической вязкости греющей воды берется при средней
температуре
U f 1 ~ Г1ср = ,-7Р.±47’61 = 58.8° С.
Коэффициент теплоотдачи ав от греющей воды к стенкам трубки
определяем по формуле (1-3):
ав = ЛБ -^-=2322=2 840 ккал/м2-ч-град.
Плотность воды берется при £/=58,8° С, а величина А5 из табл. 1-1.
Коэффициент теплоотдачи от трубок к нагреваемой воде ац опреде-
1 По этой формуле можно определить конечную температуру греющего теплоно-
сителя в любой момент процесса нагрева.
5* 67
Таблица 1-20
Значения С и п в формуле М. А. Михеева
(GrPr)m С п
Ы0-*-ьЫ0-» 0,5 0
1.10~’-j-5-10+8 1,18 1/8
5-1024-2.10’ 0,54 1/4
2-10’4-1-Ю1® 0,135 1/3
ляем по формуле для свободной конвекции при горизонтальном рас-
положении труб
Num=C(GrPr)n. (1-18)
t
Определяем предварительное значение температуры стенки:
fCT= + l2^58’8 =45,4° с.
Средняя температура пограничного слоя нагреваемой воды
+ __ Т *ст
— 2
^——=38,7° С.
Находим критерий Грасгофа
Gr =
Pgd’Af 3,9-10-*.9,81 •0,025® (45,4 — 32)
у® — (0,659-Ю-’)2
= 1,8-10е.
Далее по таблице физических констант для воды находим Рг=4,3
и GrPr= 1,8• 106-4,3=7,75- 10е.
Соответственно этому значению из табл. 1-20 находим значения
С=0,54 и п=0,25 и по формуле (1-18) определяем:
аг=^.^Л)-= wwr=625 ккал^-град
или по приближенной формуле [Л. 48]:
при С = 0,54 и п = 0,25
а'2 = 128- 13,4°-2®-0,025“°’а8 = 620 ккал^-ч-град:,
при С = 0,135 и п = 0,33
а"2 == 250 • 13,4°>83 = 600 ккал!м2 • ч • град.
Так как «'2>а"2, то принимаем «2=625 ккал^'Ч-град.
Задавшись толщиной накипи бНак=0,0005 м и ее теплопровод-
ностью ХНак=2 ккал!м2'Ч>град, находим коэффициент теплопередачи
по формуле
k------------!----------—
1 1 5ст I §нак | 1
а1 Ч ^-нак а2
—----0.002 ‘ 0,0005 , . -=440 ккал)град.
2 840 + 55 + 1 + 625
Проверяем принятую температуру стенки:
t„=tf, + А и = 32 + (58,8 - 32) = 50,8° С > 45,4° С.
68
Из-за несоответствия полученного значения температуры стенки ра-
нее принятому делаем перерасчет. Задаемся £ст=51°С и находим:
Af = fCT — f/2=51 — 32 = 19° С.
Отсюда
а2 = Д 4 = 128 (тгУк'У 4 670 ккал[мъ • ч • град.
Коэффициент теплопередачи
i 0,002 0,0005— i “^70 ккал!м2•4• гРад•
2840 55~2 * 670‘
Тогда температура стенки
/„=32 4--^ • 19,0 = 45,3“ С,
что достаточно близко к принятому в расчете значению 45,4° С.
Поверхность нагрева аппарата
Р kF 3 560 ,
F =-Г-=-470-=7’6 М -
Определяем конструктивные размеры аппарата. Объем аппарата
V=^=^= 10,05 л’.
Задаемся диаметром аппарата 1,8 и определяем его длину:
г __ 4V __ 4-10,05 _о Q
Ь nDs 1,8* б,У М‘
Принимаем L = 4 м. Количество греющих трубок
„ 461 , 4-4000
«^pw-3 600 “”3,14.0,0212.984.0,4.3600— ’ ’
Т аб лица 1-21
Изменения производительности водонагревателя-аккумулятора и температур
теплоносителя во времени
Продолжительность работы т, ч Момент пуска 1 2 3 4 5
Температура нагреваемой воды 5 21,3 29,5 38 44 50
t\ — t'z
1 \i-*c
ех₽ G2cJ 1 kF I
L \ ехр /]
Конечная температура греющей воды 31,7 41,3 46,1 51,1 57,4 58,2
t"a= V'~£ *С
ехр g7i
Производительность (расход тепла) 153 115 99,5 75,5 61,3 47
Q = 6, — t'\). 10- ккал/ч
69
1
Принимаем восемь трубок. Тогда общая длина трубок
т __ F _____ 7,6 __1П(-
Ьт 3,14-0,023 —1Ш м-
Длина трубки при числе ходов z = 8 /=-|^=-^|-=1,65;и (меньше
диаметра аппарата).
Изменения производительности водонагревателя-аккумулятора и
температур теплоносителей во времени приведены в табл. 1-21. Расчет-
ные формулы взяты из [Л. 48].
По найденным размерам по табл. 1-34 не удается подобрать типо-
вой аппарат, так как максимальная геометрическая емкость таких аппа-
ратов не превышает 4 620 л.
Пример 1-10. Расчет подогревателя мазута
рубашечного типа периодического действия
Задание. Спроектировать установку периодического действия,
основным элементом которой является реакционный аппарат с рубашеч-
ным обогревом для предварительного подогрева мазута марки Ф12,
предназначенного для распыления при помощи форсунок при атмосфер-
ном давлении.
Количество мазута G2=5 т; температура мазута: в начале нагрева
Г2=20°С; в конце нагрева £"2=80°С; время нагрева т=2 ч.
Греющий теплоноситель—насыщенный водяной пар давлением 4,5 ат.
Термическое сопротивление загрязнений стенки со стороны мазута принять
[ 5оо м2-ч-град [ккал.
Литература: [Л. 9, 39, 60, 2, 13].
Решение. Тепловой и конструктивный расчеты. Определяем
удельную теплопроизводительность аппарата:
&F = In *н~^2-=
Т Гн-Г 2
5000-0,459 138 —20 о«, ,
=-----------2,31g-1RR_Rn =814 ккал/ч • град.
По таблицам М. П. Вукаловича [Л. 12] находим физические пара-
метры греющего пара при давлении р=4,5 ата: fH=138°C; v'=
=0,00108 м3!кг\ и"=0,534 м3[кг\ /"=652,4 ккал 1кг.
Задаемся температурой стенки со стороны греющего пара tCT\ =
= 137,5° С, тогда температурный напор Д/=/н—/Ст1 = 0,5°С.
3. Определяем коэффициент теплоотдачи со стороны пара по фор-
муле Нуссельта
iicf Ь’Р2' У/4 1 1С В
«j —-1’10 (Af//)0,25’
Высоту рабочей поверхности аппарата принимаем ориентировочно
равной 2,3 м.
Приближенно В" = 5 700 -|- 56/н—р,09/д = 5 700 -}-56 • 138—0,09 • 1382=
= 11720.
at = 1,15 ,n '=13 000 ’ гРад •
(u,oz-z,oj »
Определяем ориентировочно температуру стенки со стороны нагре-
ваемой среды:
f _____f _____Г -4-А а
fCT2---*ХТ1 I I
— я,
8arP J
70
где Лет — коэффициент теплопроводности стали (выбираем Ст. 3), а теп-
ловое напряжение
<7 = a^t = 13 000 • 0,5 = 6 500 ккал[м2- ч\
толщину стенки принимаем 6СТ= 10 мм.
- (^4-TJ5rY6500=;i31,5°C.
Коэффициент теплоотдачи от стенки к нагреваемой жидкости опре-
деляем по формуле М. А. Михеева для вертикальных труб при есте-
ственной конвекции жидкости:
Num = —С (GrM Ргт)п.
"т
Все значения физических констант мазута берем при температуре погра-
ничного слоя tm\
'С .— /
Р2 ---- О
80 20 __еоо
138 — 20 Od
2,3 138 — 80
,г 1
=== Го- ( Атг
»н- 2
1П /н—Г2
^=-^-(131,5+ 53,3) = 92,4° С.
При этой температуре физические константы мазута находим по
табл. IV [Л. 2]:
15,2-10“® м2[сек', я = 5,17-10“4 м2]ч:, 2 = 0,1028 ккал] м.* ч-град.
Коэффициент объемного расширения вязких жидкостей подсчиты-
ваем по формуле (7) [Л. 2]:
В„« .”6;^~66М =6,63-10- 1/град;
1 Pcp2.Vct2 — tep2) 908,3(131,5 — 53,3) ' Г *
_ Г)г\ _ Pmg//3 (^ст2 ^т)
\VJr t'ljm - уа ,
~ ч 6,63-10-4-9,81-2,33(131,5 —92,4) 3600 ... ,п12
(GrPr)m =-------------,-R о iri-гЛ 1-7.1П14—1,44-1012.
15,2-10-6.5,17-Ю-4
По табл. 1-20 для полученного значения (GrPr)m находим постоян-
ные С=0,135 и п= 1/3, тогда
aa=C(GrPr)" ^-=0,135 (1,44-1012)1/3 ^^=68,2 ккал]м2-ч.град-
Коэффициент теплопередачи определяем с учетом загрязнения стен-
ки со стороны мазута по формуле
k-_____________!____________
“1 Аст \ Л / загр “2
=-----j-----0 0| --j------j— = 63,7 ккал]м2 • ч • град,
13 000 40“ +' 1 500 +-6872
тогда температура стенки
, , kbt 1QQ 63,7.84,7 _____________1Q7 Ro
Геи — Гн —100 [зооо — IO' >o
Ат. = Атх — kM W) = 137,6 — 63,7 - 84,7 X
у Лет Agatp j
Х(++г^ю) = >32.6°С,
что достаточно близко к принятым в расчете значениям.
71
В случае несовпадения заданной и полученной температур стенки
расчет необходимо повторить, задавшись новым значением £Cti-
Поверхность нагрева аппарата
F —kF— 814 12 8 м2
г k 63,7 м *
Определяем конструктивные размеры аппарата.
Объем нагреваемого мазута (при конечной температуре про-
цесса)
с V=|=xg=5,6Z
Необходимо увязать это значение с полученной по расчету поверх-
ностью нагрева.
Внутренний диаметр реактора
Л — 4V __4,5’6— 1 7^
Ь'гвн— р • J2 8 — М.
Учитывая слой загрязнения со стороны мазута, принимаем 1>2вн=
= 1800 мм (ГОСТ 9617-61 для стальных сосудов и аппаратов, изготов-
ленных из листа).
Определяем высоту рабочей поверхности аппарата
JL_~ = 2,28 м « 2,3 м.
nD2№ 3,14-1,8
Для определения остальных размеров аппарата необходимо знать
расход греющего пара.
В табл. 1-22 приведены изменения производительности аппарата,
температуры нагреваемого мазута и расхода греющего пара во времени.
Средний расход пара Gi=135 кг/ч.
Таблица 1-22
Расчетная таблица к примеру 1-10
Продолжительность работы т, ч Момент пуска 0,5 1 1,5 2
Температура нагреваемого мазута kFt — — G*c*' *С 20 39,2 55,4 68,8 80
Расход греющего пара kFt ы? 2 OjCi G, — kF . е , кг ч * л"_ 186,5 156 131 109,5 92
Производительность (расход тепла) Q—Gt (i" — ts), ккал/ч 96 000 80 200 67 300 56 300 47 300
Определяем зазор в паровой рубашке, принимая скорость пара
в ней ©п=0,2 м[сек:
I? = ^—о u‘n59°;5X=0-128 М‘>
ня гнаР KWn 3,14-0,2-3600
О„н= К^,4-0,128”=/1,82’4-0,128= 1,843 м.
Принимаем: £)1ВН= 1850 мм, тогда зазор в паровой рубашке
2 0\вн Д#нар) — 15 ММ.
72
Рассчитываем диаметры штуцеров для подвода пара и отвода кон-
денсата, принимая скорость пара w'n=15 м{сек и скорость конденсата
wK= 1,0 м!сек.
Для аппаратов с рубашечным обогревом, если диаметр корпуса
реактора более 1 м, что имеет место в данном расчете, в целях наиболее
равномерного обогрева целесообразно установить два патрубка для
пара:
4G#' _1/' 4’135’0,534
лда'п-З600-2 V 3,14’15’3600’2
= 0,0282 м.
Принимаем с/п = 30 мм.
, __4Grv' 1/ 4-135’0,00108
V т:к’к-3 600— V 3,14.1.3600
Принимаем dK= 15 мм (для предотвращения скопления конденсата
у днища реактора).
Расчет аппарата на прочность. Проверя-
ем толщину стенки аппарата по формуле
(7-14) [Л. 48]:
я _П 47 ^2вн {
°к —100
1 \0’4 I
75----) “Г
ь'гвн 1
s п 180 / 3,5 ’ 230\0,4
8к — 0’47* * юо( 1,82.юв ‘ 180у 4~0,5 0,5 см.
В тепло(вом расчете было принято бк=
= 10 мм, что больше, чем по расчету на проч-
ность, но © целях хорошего провара металла,
а также для обеспечения прочности при мон-
таже необходимо оставить дк=10 мм.
Толщина стенки обечайки рассчитывается
по формуле (7-13) [Л. 4'8]:
s ____ PpPim_______। __
об ~" 2о*доб7?—Pt ’ —
3,5’185 i л Q л а
2.1375.0,9.0,95 — 3,5 U’b СМ
Принимаем дОб=8 мм (по соображениям,
изложенным выше). Предусматриваем эллип-
тические днища, наиболее применимые для
таких аппаратов, приняв высоту эллиптиче-
ской части А=0,2£)вн. Тогда толщину днища
корпуса и обечайки определим по формулам:
g ________P-pDys_____Рун
4о*лоп4^г — jpp 2А
^0,0072 м.
Рис. 1-23. Рубашечный теп-
лообменник.
1 — стенка рубашки; 1 — стенка
корпуса; 3 — патрубок для по-
дачи греющего теплоносителя;
4 — угловые лапы для установ-
ки теплообменника* Б — крыш*
ка; 6, 7 —патрубки для подачи
и периодического отбора нагре-
ваемого теплоносителя.
СМ',
$ —____________3^5780_____________18° 4-0 5 — 0 8 см
к 4.1 375.0,9.0,95’0,63.1—3,5 *2.36 ’
Принимаем 8к=10 мм (из технологических соображений).
* ___ 3,5’185 185^ । л Q_л 7
боб— 7 j й\ ‘ о оу г 0,0 — 0,7 СМ.
4.1 375.0,9.0,95.0,95 ( 1 —-~н ]—3,5 ’ '
I 1оО у
Принимаем 8об = 8 мм.
Днища соединяются с цилиндром корпуса и рубашки электро-
сваркой.
Приблизительный вес конструкции
Сбрутто=8 т.
На рис. 1-23 показана конструкция спроектированного рубашечного
теплообменника для периодического иягрева Мазута.
73
1-3. ХАРАКТЕРИСТИКА ТЕПЛООБМЕННИКОВ
И ИХ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
А. Теплообменники
Теплообменники, применяемые в системах теплоснабжения. На рис. 1-24 и 1-25
даны наиболее характерные конструкции теплообменников, применяемых в системах
теплоснабжения, а в табл. 1-23—1-25 приводятся их основные конструктивные и ре-
жимные характеристики.
Рис. 1-24. Горизонтальные пароводяные подогреватели конструкции Я. С. Лаздана.
а —двухходовые; б — четырехходовые
74
Таблица 1-23а
Расчетные характеристики горизонтальных пароводяных подогревателей
конструкции Я. С. Лаздана (рис. 1-24)
№ подо- гревателей № кор- пусов Количество и длина трубок, мм Поверхность нагрева, л» Площадь проходного сечения по воде, м* Число рядов трубок по вертикали Наибольший расход воды, т/ч ,
при четырех ходах при двух ходах
1 2 3 4 5 1 32X900 32X1 200 32X1 600 32X2 000 32X2 400 1,47 1,93 2,58 3,18 3,800 0,0012 0,0024 5 22/11
6 7 8 9 2 56X1 200 56X1 600 56X2 000 56X2 400 3,38 4,47 5,66 6,66 0,0022 0,0043 7 40/20
10 11 12 13 3 172X900 172X1 200 172X1 600 172X2 400 7,78 . 10,40 13,75 20,40 0,0066 0,0132 12 120/60
Кожухотрубчатые теплообменники, при-
меняемые в химической промышленности.
В 1958 г. был издан единый каталог НИИ-
ХИММАШ на кожухотрубчатые теплооб-
менники {Л. За, 4а], конструкции которых
показаны на рис. 1-26—1-29, а технические
характеристики даны в табл 1-26—1-30
Рис. 1-25. Водоводяной подогреватель по
МВН-2050-62.
Рис. 1-26. Одноходовой теплообменный
аппарат типа TH с диаметром корпуса 158'
или 273 мм, имеющий две камерные свар-
ные крышки с плоскими донышками.
75
cd Таблица 1-236 Основные размеры горизонтальных пароводяных подогревателей конструкции Я. С. Лаздана (рис. 1-24)
№ по- догре- вателей № кор- пусов Размеры, мм Вес, кг
L Li Lt I. L* D Л1
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 1 2 3 219 219 219 219 219 265 265 265 265 414 414 414 414 414 1265 1 565 1 965 2 365 2fc765 1 664 2 043 2 449 2 840 1;509 1809 2 209 2 609 3 009 900 1 200 1 600 2 000 2 400 1 200 U600 2 000 2 400 900 Ц200 1 600 2 000 2 400 Основнь 162 162 162 162 162 200 200 200 200 260 260 260 260 260 ie размер 615 765 965 1 165 1 365 803 1 003 1 203 1 403 713 883 1 063 1 263 1 463 ы водово 580 730 930 i;i30 1 330 766 951 I 151 1 351 656 806 1 006 1 206 1 406 дяных по 273 273 273 273 273 339 339 339 339 528 528 528 528 528 догреват* 455 455 445 445 645 645 645 645 645 влей по 1 |_ 375 375 375 375 540 540 540 540 540 КВН 2050. 76 76 76 76 76 89 89 89 89 102 102 102 102 102 62 (рис. 76 76 76 76 76 89 89 89 89 102 102 102 102 102 1-25) 57 57 57 57 57 76 76 76 76 89 89 89 89 89 210 210 210 210 210 233 233 233 233 307 307 307 307 307 Таб лип 124 138 158 177 197 209 228 247 437 437 535 591 646 [.а 1-24а
Типоразмер Размеры, мм Количество отверстий Вес, кг
D Dt dt и h L Li Lt L3 я, «а
МВН 2050-291 МВН 2050-30 Г МВН-2050-31 i МВНт2050-32 f МВН ’2050-331 МВН 12050-34 ( МВН 2050-35 1 МВН 2050-36/ ' Примечание. 168 219 273 325 Вес прив 360 410 450 513 >еден для 180 240 295 295 разъем 1 1 210 240 295 350 ных одн< 133 168 219 273 эсекцион 114 168 219 219 ных под 18 23 . 23 23 огревате 18 23 23 23 лей. 400 500 600 700 200 250 300 350 2 040 4 080 2 040 4 080 2 040 4 080 2 040 4 080 2 322 4 362 2 402 4 442 2 422 4 462 2 492 4 532 2 502 4 542 2 640 4 680 2 729 4 769 2 840 4 880 2 682 4 722 2 877 4 917 3 035 5 075 3 187 5 227 8 8 8 8 8 8 8 12 141 220 222 358 325 531 440 735
30
Рис. 1-27. Двухходовые теплообменные аппараты типа TH и ТЛ.
а — типа TH с двумя эллиптическими крышками; б — типа ТЛ с одной сварной и одной эллиптиче-
ской крышками; в — горизонтальный типа TH с одной камерной сварной и одной эллиптической
крышками.
Таблица 1-246
Расчетные характеристики водоводяных подогревателей по
_________________МВН 2050-62 (рис. 1-25)__________
Типоразмер Количество и длина трубок, мм Поверх- ность нагрева, л8 Площади проходных сечений м* Эквива- лентный диаметр сечения между трубками, м Наибольшие расходы воды, т/ч
по трубкам между трубками через трубки через корпус
МВН 2050-29' МВН 2050-30 МВН 2050-31 МВН 2050-32 МВН 2050-33 МВН 2050-34 МВН 2050-35 МВН 2050-36 37X2 046 37X4 086 69X2 046 69X4 036 109X2 046 109X4 086 151X2 046 151X4 086 3,38 6,84 6,30 12,75 9,93 20,13 13,73 27,86 0,00507 0 0122 0,0212 46/27£ 110/66
0,00935 0,0198 0,0193 84/50 178/107
0,0147 0,0308 0,0201 132/80 276/166
0,0204 0,0446 0,0208 184/110 400/240
Примечания: 1. Все данные приведены для одной секции.
2. Наибольшие расходы воды определены при ее объемном весе 1 000 ке/л8. Приведенные в числи-
теле расходы волы соответствуют ее скорости 2.5 м/сек, а в знаменателе—1,5 м/сек, наибольшей пои
установке подогревателей в местных системах. F
77
Рис 1-28 Теплообменные аппараты типа TH
а — четырехходовой, б — шестиходовой.
Рис. 1-29 Двухходовой тепло-
обменный аппарат типа ТП
78
Рис. 1-30 Маслоохладитель завода Пергале-
типа МП-37
Таблица 1-25
Технические характеристики вертикальных пароводяных подогревателей
Типоразмер Количе- ство трубок, шт.* Длина трубок, мм Поверх- ность нагрева, ж» Число ходов Площадь проход- ного сече- ния по воде, ма Н,м** Необхо- димый расход воды, т/ч*** Расчетное избыточное давление, ат
в труб- ках (вода) в кор- пусе (пар)
БП-43м 236 3170 43 4 0,0142 1,25 125 12 7
БП-б5м 360 3 170 65 2 0,0433 1,45 380 14 5
БО-90м 488 3 170 90 4 0,0293 1,45 250 14 2,5
БП-90м 488 3 170 90 2 0,586 1,45 500 14 5
БО-130м 708 3166 130 4 0,0426 1,45 380 14 2,5
БО-200м 1018 3410 200 4 0,0613 1,67 550 14 2,5
БП-200м 1 018 3410 200 2 0,1225 1,67 1 100 14 7
БГТ-200у 1 018 3410 200 2 0,1225 1,67 1 100 14 13
» БО-350м 1 320 4 545 350 4 0,0792 1,61 700 14 2,5
БП-300-2м 1 144 4 545 300 2 0,1375 1,61 1 200 14 13
БО-550-Зм 2 092 4 545 550 4 0,1251 1,80 1 100 14 2,5
БП-500м 1 880 4 545 500 2 0,226 1,62 2 500 14 13
* Трубки латунные 19/17,5 мм.
•• Н—расстояние между соседними перегородками каркаса подогревателя.
Наибольшие расходы воды определены при ее скорости oi=2,5 м/сек-
Таблица 1-26
Классификация теплообменных аппаратов
по условным давлениям
Тип Диаметр корпуса, мм Условные давления, ат
TH, тэ 159, 273 2,5; 6; 10; 16; 25; 40
TH 400—1 200 2,5; 6; 10; 16
TH 1 400 2,5; 6; 10
TH 400—800 2,5; 6; 10; 16
тл 400—1 400 2,5; 6
Таблица 1-27
Условные давления, весовые данные и технические характеристики
одноходовых теплообменных аппаратов типа TH (рис. 1-26)
Техни- ческие характе- ристики Диаметр корпуса, мм
159 273
/?у, ат 2,5 6 10 16 25 40 । 2,5 6 10 16 25 40
Gi, кг 83 89 108 119 166 175 108 117 151 180 243 321
С?2, кг 32 96
Gt, кг 8 37
Gi, кг 18,6 54,3
Fy, mz 12 4 6 4 6 10 12 16 20
Fj>, мг 0,9 1,9 4 6 3,0 6,5 9,6 13 16 19,5
1, мм 1 000 2 000 4 000 6 000 1000 2 000 3 000 4 000 5 000 6 000
И, мм 1 520 2 520 4 520 6 520 1620 2 620 3 620 4 620 5 620 6 620
п, шт, 13 42
d/t, мм 25/32 25/32
fl, 0,011 0,032
ft, м2 0,0044 0,014
79
Таблица 1-28
Расчетная поверхность теплообмена (числитель дроби, ms) и длина трубок (знаменатель дроби, мм) теплообменных аппаратов
с неподвижными трубными досками типов TH и с линзовыми компенсаторами на корпусе типа ТЛ
Одноходовые Диаметр корпуса аппарата, мм
400 600 800 1 000 1 200 1 400
Общее количестве трубек в теплообменном аппарате, шт.
121 283 121 511 •”211 97 823 361 163 1 189 511 241 1 639 703 317
9/1 000 13/1 Б00 18/2 000 23/2 500 28/3 000 33/3 600 43/4 500 48/5 000 56/6 000 32/1 500 44/2 000 54/2 500 65/3 000 87/4 000 98/4 500 132/6 000 21/1 500 28/2 000 35/2 500 42/3 000 49/3 500 57/4 000 71/5 000 85/6 000 77/2 000 97/2 500 117/3 000 157/4 000 36/1 500 48/2 000 61/2 500 74/3 000 99/4 000 124/5 000 149/6 000 25/1 500 33/2 000 42/2 500 51/3 000 68/4 000 85/5 000 103/6 000 124/2 000 156/2 500 189/3 000 253/4 000 317/5 000 382/6 000 83/2 000 104/2 500 126/3 000 169/4 000 213/5 000 255/6 000 41/1 500 56/2 000 71/2 500 85/3 000 100/3 500 129/4 500 173/6 000 273/3 000 319/3 500 413/4 500 553/6 000 117/2 000 148/2 500 208/3 500 239/4 000 300/5 000 83/2 000 104/2 500 126/3 000 169/4 000 191/4 500 255/6 000 “-W 374/3 000 505/4 000 161/2 000 203/2 500 245/3 000 329/4 000 413/5 000 497/6 000 109/2 000 137/2 500 116/3 000 194/3 500 251/4 500 336/6 000
Двухходовые (рис, 1-27) Общее количество трубок, шт.
110 266 ПО 488 196 792 342 1 152 488 1 596 676
8/1 000 12/1 500 17/21000 21/2 500 25/3 000 34/4 000 38/4 500 51/6 000 30/1 500 40/2 000 50/2 500 61/3 000 82/4 000 102/5 000 123/6 000 19/1 500 25/2 000 32/2 500 38/3 000 51/4 000 65/5 000 78/6 000 74/2 000 93/2 500 131/3 500 169/4 500 188/5 000 33/1 500 45/2 000 57/2 500 68/3 000 80/3 500 103/4 500 115/5 000 119/2 000 150/2 500 213/3 500 244/4 000 305/5 000 58/1 500 78/2 000 99/2 500 119/3 000 160/4 000 201/5 000 242/6 000 219/2 500 264/3 000 309/3 500 400/4 500 535/6 000 170/3 000 199/3 500 257/4 500 345/6 000 X — 241/2 000 304/2 500 430/3 500 493/4 000 316/4 000 397/5 000 478/6 000
Четырех- ходовые (рис. 1-28а) Общее количество трубок, шт.
100 260 104 480 204 788 352 1 136 484 1 572 688
7/1 000 11/1 500 15/2 000 19/2 500 38/2 000 48/2 500 58/3 000 78/4 000 18/1 500 24/2 000 30/2 500 42/3 500 72/2 000 90/2 500 128/3 500 165/4 500 47/2 000 59/2 500 83/3 500 95/4 000 150/2 500 212/3 500 243/4 000 305/5 000 102/2 500 123/3 000 165/4 000 207/5 000 216/2 500 260/3 000 305/3 500 394/4 500 169/3 000 198/3 500 256/4 500 343/6 000 420/3 500 545/4 500 240/3 000 322/4 000 404/5 000 486/6 000
Продолжение табл. 1-28
Четырех- ходовые (рис. 1-28а) Общее количество трубок, шт.
100 260 104 480 204 788 352 1 136 484 1 572 688
27/3 500 31/4 000 39/5 000 46/6 000 100/5 000 49/4 000 61/5000 ' 73/6 000 221/6 000 120/5 090 —• 1111 527/6 000 — 1111 1111
Шестиходовые (рис. 1-286) Оби;ее количество трубок, шт.
102 258 114 468 204 768 336 1 152 510 1 596 684
7/1 000 11/1 500 15/2000 19/2 500 23/3 000 31/4 000 39/5 000 47/6 000 39/2 000 49/2 500 59/3 000 79/4 000 100/5 000 19/1 500 26/2 000 33/2 500 40/3 000 47/3 500 60/4 500 81/6 000 92/2 500 130/3 500 168/4 500 226/6000 47/2 000 59/2 500 83/3 500 95/4 000 120/5 000 176/3 000 206/3 500 266/4 500 297/5 000 97/2 500 117/3000 157/4 000 197/5 000 263/3 000 308/3 500 398/4 500 532/6 000 207/3 500 267/4 500 297/5 000 428/3 500 491/4 000 238/3 000 319/4 000 401/5 000
Одноходовые теплообменные аппараты типов TH и ТП с диаметрами корпусов от 400 до 1 400 мм
Таблица 1-29
Технические характеристики Диаметр корпуса, мм
400 600 800 1 000 1 200 1400
Общее количество трубок, мм ........ Наружный диаметр трубок, мм ........ Шаг трубной решетки, мм .......... Площадь сечения трубного пространства, м2 . . Площадь сечения межтрубного пространства, м2 121 25 32 0,042 0,067 283 121 25 38 32 48 0,097 0,110 0,144 0,146 511 211 97 25 38 57 32 48 70 0,176 0,190 0,204 0,252 0,264 0,256 823 361 163 25 38 57 32 48 70 0,283 0,325 0,342 0,382 0,377 0,370 1 189 511 241 25 38 57 32 48 70 0,408 0,460 0,506 0,548 0,553 0,518 1 639 703 317 25 38 57 32 48 70 0,563 0,633 0,666 0,735 0,745 0,735
Таблица 1-30а
'Условные давления, весовые данные, площади сечения межтрубного и трубного
пространств и размеры штуцеров двухходовых и четырехходовых
теплообменных аппаратов типа ТП (рис. 1-29)
X Технические арактеристики Диаметр корпуса, мм
400 600 800
Ду. ат 2,5 6 10 2,5 6 10 2,5 6 10
Gi, кг 264 291 393 457 565 730 802 1 015 1 404
g2, кг 120 120 130 255 269 284 522 522 542
кг 101 288 800
<?4, кг 137 316 535
fl, м2 0,087/0,089 0,192/0,197 0,310/0,318
fs> J и2 0,028/0,026 0,064/0,061 0,135/0,130
п, ШТ. 80/76 186/176 392/376
Т 100 150 200
И А Ц 140 140 140
п 140 150 175
ш dy 150 200 250
т у Б It 140 140 140
ц lz 175 210 230
Е Р А В 40 140 70 140 80 140
Примечания: 1. Двухходовые и четырехходовые теплообменники имеют одинаковые размеры и
расположение штуцеров, а также весовые данные, отличаются они только числом трубок и значениями
п, ft и f2.
2. В числителе указаны данные для двухходового, а в знаменателе—для четырехходового теплооб-
менника.
Таблица 1 -306
Расчетная поверхность теплообмена (числитель дроби, м2) и длина трубок
(знаменатель дроби, мм) теплообменных аппаратов типа ТП (рис. 1-29)
Условная поверхность теплообмена, Ms Двухходовой Четырехходовой
Диаметр корпуса аппарата, мм Диамет р корпуса аппарата, мм
400 600 800 400а 600 800
6 6; 1 000 — 6/1 000 — —
10 9/1 500 — —— 9/1 500 — —
12 12/2 000 — 12/2 000 13/1 000 —
15 15/2 500 13/1 000 — 15/2 500 — —
20 19/3 000 21/1 500 — 18/3 000 20/1 500 —
25 25/4 000 —— — 24/4 000 27/2 000
32 31/5 000 28/2 000 — 30/5 000 33/2 500 —
40 37/6 000 35/2 500 36/6 000 40/3 000 —
50 — 43/3000 — — 54/4 000 —
65 — 57/4 000 59/2 000 — 68/5 000 57/2 000
80 72/5 000 75/2 500 82/6 000 71/2 500
100 — 86/6 000 90/3 000 — 86/3 000
125 — 121/4 000 — 116 4 000
160 —— — 152/5000 — — 146/5 000
2 000 — — 182/6 000 176/6 000
Примечания: 1. Наружный диаметр трубок 25 мм.
2. Шаг разбивки трубной решетки 32 мм.
82
Таблица 1-31
Технические характеристики маслоохладителей завода „Пергале"
Обозначение турбины, в комплект поставки которой входит маслоохладитель AP-IV АП-0.75Б ОР-1,5-3 РП-0,75 АП-1,5 — — — ——
Тип маслоохлади-
теля М-5 М-7,5 МО-8 МО-14 МО-19 МП-21 МП-37 М-60 МП-6
Расчетное количе-
ство отводимого
тепла, ккал/ч . > 48 200 35 000 70 000 100 000 — — 240 000
Расчетный расход
охлаждаемой во-
ды, т[ч .... 16,2 20 20 25 35 — 130 —
Расчетный расход
масла через мае-
лоохладитель,
Мг]ч —— 9,0 10,3 11,5 20 — — 73,5
Температура масла
на входе в мае-
лоохладитель,
•с 65 60 60 61,1 60 55 55 55 55
Давление масла,
ат ...... 2,2 10,5 2,2 2,2 2,2 з,з 3,3 3,3 3,3
Число ходов по
воде 4 2 2 2 2 1 1 4 2
Гидравлическое со-
противление по
маслу при рас-
четном расходе,
ат 1 1,25 0,176 0,23 0,26 — —- 1,48 -—
Поверхность ох-
лаждения, jh2 . . 5 7,7 8,55 14 19 21 37 60 65
Количество тру-
бок, шт. . . . 108 242 266 266 384 290 438 513 434
Диаметр трубок,
мм ...... 14/12 12/10 14/12 14/12 12/10 16/14,5 16/14,5 19/17 19/17
Длина трубок, мм 1 225 905 735 1 200 1 315 1 490 1 467 2 140 2 540
Габариты маслоох-
ладителя, мм:
длина .... 340 367 710 710 710 560 588 1 ПО 662
ширина . . . 570 367 625 625 625 820 960 1 150 1 000
высота .... 1 610 1 208 1 080 1 625 1 660 2 315 2 265 3 130 (3 331
Сухой вес масло-
охладителя, кг . 278 197 356 451 477 799 1 070 2-360 1 640
Примечание. Маслоохладители МО-14, МО-19, МП-21, МП-37,” М-60' и МП-65 изготовляют
с охлаждением масла морской и пресной водой.
Таблица 1-32
Спиральные теплообменные -аппараты (рис. 1-31)
Тип аппарата Параметры
Ширина спирали а, мм Условное давление Ру. ат Поверхность теплообмена н. м?
сто 375 750 5 2,5 15 30
СТС 375 750 5 2,5 • 30 60
СТБ 375 750 5 2,5- ЗОХл* 60Хп
* п—число секпий в блоке.
6*
83
Рис. 1-31. Спиральный теплообменник оди-
нарный типа СТО.
Маслоохладители. Маслоохладители
турбовоздуходувок поставляются в ком-
плекте с турбинами. На рис 1-30 по-
казан маслоохладитель завода Пергале,
а в табл. 1-31 дана его расчетная ха-
рактеристика.
Спиральные теплообменные аппара-
ты. Основным узлом нормализованных
спиральных теплообменных аппаратов,
предназначенных для теплообмена меж-
ду жидкостями, является корпус спира-
ли, выполняемый из углеродистой сга-
ли. Стандартный элемент корпуса спи-
рали имеет поверхность теплообмена 15
илу 30 мг.
Путем сопряжения корпусов спира-
лей между собой получаются аппараты
типов СТО (спиральный теплообменник
одинарный), СТС (спиральный теплооб-
менник секционный) и СТБ (спиральный
теплообменник блочный). Конструкция
теплообменного аппарата типа СТО по-
казана на рис. 1-31, а его характери-
стика дана в табл. 1-32.
Калориферы. Существует несколько
типов калориферов: пластинчатые, спи-
ральные, навивные, гладкотрубные и др.
Выбор конкретного типа калорифера
производится с учетом физико-химиче-
ских свойств теплоносителей, а также
компактности и общей компоновки агре-
гата.
Конкретный выбор калорифера мо-
жет быть осуществлен по таблицам и
номограммам при помощи справочных
пособий [Л. 21, 7, 88].
На рис. 1-32 показана схема пла-
стинчатого калорифера КФ. В табл. 1-ЗЗа
дана его техническая характеристика,
а в табл. 1-336 приведены коэффициен-
ты теплопередачи и сопротивления дви-
жению через них воздуха и перегретого
пара.
Водонагреватели-аккумуляторы. Хар актеристики водойагр ев ател ей- аккумуля гор ав
даны в табл. 1-34.
Б. Вспомогательное оборудование и основные элементы
теплообменных аппаратов
Конденсатоотводчики. Конденсатоотводчики предназначаются для автоматического
отвода конденсата из теплообменных аппаратов. Они должны обеспечивать полную
конденсацию пара в теплообменнике, а в некоторых случаях и частичное переохлаж-
дение конденсата.
На рис. «1-33 показаны основные типы конденсатоотводчиков. Конденсатоотводчики
делятся на следующие четыре группы:
I группа—'поплавковые конденсатоотводчики периодического действия с откры-
тым сверху или снизу цилиндрическим поплавком
II группа — поплавковые конденсатоотводчики непрерывного действия с гермети-
чески закрытым, полым внутри поплавком с золотниковым или шиберным затвором.
III группа—сопловые конденсатоотводчики непрерывного действия с однократ-
ным или многократным расширением пара.
IV группа — термостатические конденсатоотводчики периодического действия
с упругими телами, приводящими в движение клапан золотникового затвора.
Простейшими коиденсатоотводчиками являются также подпорные шайбы
(рис. 1-33,а), область применения которых должна ограничиваться теплообменниками,
работающими при давлениях пара до 4 ат, в которых расход пара почти не изменяется.
Конденсатоотводчики конструируются для вполне определенных максимальных
давлений и температуры пара н минимального перепада давлений, при котором воз-
можна нормальная работа конденсатоотводчика '(см. приложение П-4).
При определении перепада давлений следует учитывать:
1) давление перед конденсатоотводчиком при удалении конденсата из аппарата
р=0,95рап (где Pan — давление в аппарате);
84
Таблица l-33a
Технические характеристики пластинчатых калориферов КФ (ГОСТ 7201-54)
Индекс и номер калори- фера Поверхность нагрева для моделей, м* Живое сечение для воздуха у всех моделей, м> Живое сечение для теплоноси- теля у моде- лей, Присоединительные размеры для всех моделей, мм (рис. 1-32) Диаметры патрубков у моделей, дм
С Б С Б А, Б, 4» At Бг С
КФ-1* 7,25 9,3 0,084 0,005 0,006 610 412 470 410 360 17* 17.
КФ-2 9,9 12,7 0,115 0,005 0,006 760 412 620 560 360 17* 17.
КФ-3 13,2 16,9 0,154 0,006 0,008 780 532 620 560 480 172 2
КФ-4* 16,7 21,4 0,195 0,006 0,008 930 532 770 710 480 17» 2
КФ-5 20,9 26,8 0,244 0,007 0,01 930 662 770 710 600 2 2
КФ-6 25,3 32,4 0,295 0,007 0,01 1080 662 920 860 600 2 2
КФ-7 30,4 38,9 0,354 0,009 0,012 1 100 782 920 860 720 27, 27.
КФ-8 35,7 45,7 0,416 0,009 0,012 1 250 782 1080 1010 720 27. 3
КФ-9 41,6 53,3 0,486 0,011 0,014 1 250 902 1 080 1010 840 27» 3
КФ-ю 47,8 61.2 0.558 0,011 0,014 1 400 902 1 230 1 160 840 27. 3
КФ-Н* 54,6 69,9 0,638 0,012 0,016 1 420 1032 1 230 1 160 960 3 3
КФ-12* 61,6 79,0 0,72 0,012 0,016 1 570 1 032 1 380 1 310 960 3 3
КФ-13* 69,3 88,8 0,81 0,014 0,018 1 570 1 152 1 380 1 310 1 080 3 3
КФ-14* 77,3 99,0 0,903 0,014 0,018 1720 1 152 1 530 1 460 1 080 3 3
Пр’име чани я: 1. Калориферы с номерами, отмеченными значком *, отечественными заводами не
выпускаются.
2. Размер В (в направлении потока воздуха) принят одинаковым для всех номеров калориферов: для
модели С—200 мм, для модели Б—240 мм.
3. Размер Аа показывает максимальный габаритный размер—расстояние между патрубками для вво-
да па ра или горячей воды.
Рис. 1-32. Пластинчатый калорифер КФ.
1— стальные пластинки; 2—пучки труб; 3— крышка коробки,
4 — фланцевый патрубок.
Таблица 1-336
Коэффициенты теплопередачи и сопротивления движению воздуха для
калориферов КФ (рис. 1-32)
Массовая скорость, кг/м^сек Коэффициент теплопередачи k, ккал/мЛ-ч-град, при теплоносителе Сопротивление одного ряда калориферов, мм вод. ст.
пар вода прн скорости ее движения по трубам (м/сек) модель С модель Б
0,01 0,1 0,3
4 17,9 9,0 15,1 19,3 2.4 3,0
5 19,7 9,6 16,0 20,5 3,6 4,4
6 • 21,2 10,1 16,9 20,2 4,8 6,0
7 22,6 10,7 17,8 22,8 6,4 7,8
85
Продолжение табл. 1-330
Массовая скорость, ке/мР-сек Коэффициент теплопередачи k, ккал/м?-ч.град, при теплоносителе Сопротивление одного ряда калориферов, мм вод. ст
пар вода при скорости ее движения по трубам (м/сек) модель С модель Б
0,01 0,1 0,3
8 24,0 п,о 18,5 23,6 7,8 9,8
9 25,1 11,5 19,2 24,6 9,6 11,7
10 26,3 11,8 19,8 25,2 11,5 14,0
11 27,4 12,4 20,7 26,5 13,6 16,8
12 28,4 12,5 21,0 26,8 15,5 20,0
13 29,4 12,8 21,4 27,4 20,0 22,2
14 30,3 12,9 21,9 27,9 21,5 25,0
Рис 1 33 Основные типы кочденсатоотводчиков.
а — подпорная шайба типа ЗИС, б — конденсатоотводчик с закрытым по- ц)
плавком, в — термостатический сильфонный конденсатоотводчик типа
45 кч 6 бр <? и д — конденсатоотводчики с открытым поплавком с простым
клапаном типа 4544 бр и со сложным клапаном для высоких давлений; е —
конденсатоотводчик дроссельного типа, ж — конденсатоотводчик с открытым
поплавком с двойным клапаном типа К313, з — устройство двойного клапана,
и — конденсатоотводчик с опрокинутым поплавком типа 45ч 9бк
86
1
Таблица 1-34
Характеристики водонагревателей-аккумуляторов
конструкции Промстройпроекта
Показатели Номера водонагревателей-аккумуляторов
1 2 3 4 5 6 7
Геометрическая емкость, л 450 680 920 1320 1 800 2 860 4 620
Полезная емкость, л ........ 340 520 680 1 000 1350 2 140 3 450
Диаметр, мм 620 620 730 900 1 000 1 140 1 400
Длина, мм 1 500 2 125 2 200 2 000 2 300 2 800 3 000
Толщина корпуса, мм 5 5 5 5 5 5 6
Толщина днища, мм 7 7 7 8 8 8 10 • S
2) давление перед конденсатоотводчиком при дренаже паропровода pi=p;
3) давление за конденсатоотводчиком принимается рг=0 при свободном сливе или
р2=0,1(ДЛ+Я)—рс, ат, где |ДЛ—'Потери давления в конденсатопроводе на трение и
местные сопротивления, м вод. ст., Н — разность между отметкой ввода 'Конденсатопро-
вода в Сборный 'бак |(или бак-сепаратор) и отметкой установки конденсатоотводчика, м;
рс —давление в сборном баке I(сепараторе), ат.
При предварительном подборе конденсатоотводчиков, когда данные для опреде-
ления р2 неизвестны, противодавление за ними можно принимать в среднем равным
0,5 ат.
Таблица 1-35
Относительные значения диаметра трубной решетки в зависимости
от числа трубок при ромбическом и концентрическом размещениях их
D'/s П'1 n'a D1 is n'l n'3
2 7 7 22 439 410
4 19 19 24 517 485
6 37 37 26 613. 566
8- 61 62 28 721 653
10 91 93 30 823 747
12 127 130 32 931 847
14 187 173 34 1 045 953
16 241 223 36 1 165 1066
18 301 279 38 1 306 1 185
20 367 341 40 1459 1 310
Здесь я',—общее количество трубок, размещаемых на трубной доске по вершинам равносторонних
треугольников («ромбическое" размещение); п'3— общее количество трубок, размещаемых на трубной
доске по концентрическим окружностям (рис. 1-4)
Все конденсатоотводчики конструируются по максимальной производительности.
Максимальная производительность конденсатоотводчика считается по охлажденному
конденсату, не подверженному вторичному вскипанию, или для конденсатоотводчиков I,
II и IV групп может быть определена, кроме испытания, теоретически расчетным путем
по уравнению истечения из отверстия сосуда большого объема (см. [Л. 48, стр. 227]).
Максимальная производительность обычно в 2—4 раза больше расчетной—факти-
ческой производительности конденсатоотводчика вследствие вскипания перегретого кон-
денсата в затворе отводчика и присутствия воздуха в конденсате.
Бели известно действительное (фактическое) количество образующегося в паро-
приемнике конденсата, максимальная производительность конденсатоотводчика для
подбора по таблицам определяется умножением фактической производительности на
коэффициент запаса, величина которого дается в табл. 24 из (Л. 68].
В приложениях П-5, П-6, П-7, П-8, П-9 даны характеристики некоторых кон-
денсатоотводчиков.
87
Фланцевые соединения и теплотехническая арматура для трубопроводов. Суще-
ствующие ГОСТ 4233-64 и 4273-54 на фланцы для трубопроводов можно использовать
и при (выборе фланце® для крышек н днищ теплообменников. В ГОСТ приняты 5 ступе-
ней температуры (ИЗЗО, 300, 400, 426 и 450°С), 9 ступеней давлений <(2, б, 6, 10, 16, 25»
40, 64 и 400 аг) и 43 ступени условного прохода для диаметров от 15 до 2 400 мм.
Расчет на прочность фланцевых соединений приводится в [Л. 20]. 'В приложении П-10
приводятся некоторые стандарты на фланцевые соединения и арматуру.
Уплотнительные материалы. Прокладки. Мягкие прокладки изготовляются в виде
колец 'из картона, паронита, резины, текстиля, пластмасс и других листовых материа-
лов. Для трубопроводов высоких давлений i('100 ат и более) и температур 1(300° С и бо-
лее) прокладки выполняются из металлов.
Кроме листовых материалов, для изготовления прокладок применяются шнуровые
материалы: плетеная пенька, асбестовые и резиновые шнуры.
Перечень прокладочных материалов и области их применения приведены в (Л. 3].
Сальниковые набивки применяются в разъемных соединениях трубопроводов аппа-
ратов, предусматривающих сдвиг деталей друг относительно друга (сальниковые ком-
пенсаторы, уплотнение приводных валов мешалок, штоков в арматуре и поршневых
двигателях, сальниковое крепление труб в трубной доске и т. д.).
Исходным сырьем для сальниковых набивок являются волокнистые материалы,
графит, мягкие сорта металлов. Волокнистые набивки применяются плетеные и не пле-
теные, сухие, прографиченные или пропитанные жиром или маслом.
Способ изготовления и области применения набивочных (материалов изложены
в [Л. 3].
Следует указать, что по условиям надежности не следует рекомендовать проекти-
рование теплообменных аппаратов с сальниковыми компенсаторами трубных решеток
и с сальниковым (Креплением пруб в трубной доске, а также трубопроводов с сальни-
ковыми компенсаторами.
Тепловая изоляция. Теплообменные аппараты, установки, вспомогательное обору-
дование к ним и (все трубопроводы, наружная (стенка которых имеет температуру более
50° С или ниже 0°С, после (монтажа должны быть покрыты тепловой изоляцией. Макси-
мально допустимые потери тепла, так же как и оптимальные потери тепла, на единицу
длины трубопроводов и площади изолируемых поверхностей, установленных как внутри,
так и вне помещения, нормализованы Теплоэлектропроектам и даются в специальных
таблицах [Л. 90]. В отечественном энерго- и аппаратостроении установлена также пре-
дельная толщина изоляция в зависимости от диаметра аппарата или трубопровода
(табл. 53 к 54 в {Л. 90]). (В названном источнике приведены .методы расчета тепловой
изоляции и ее конструкции.
Глава вторая
ВЫПАРНЫЕ УСТАНОВКИ
2-1. МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ ВЫПАРНЫХ УСТАНОВОК
НЕПРЕРЫВНОГО ДЕЙСТВИЯ
В промышленности применяется огромное количество выпарных
аппаратов самых разнообразных типов и конструкций, их классифика-
ция приведена на рис. 2-1.
Задание для проектирования. При проектировании выпарных стан-
ций должны быть прежде всего установлены: а) годовая производитель-
ность станции по выпаренной воде, исходному раствору или готовому
продукту; б) параметры пара, греющего первую ступень выпарной
установки, и давление в конденсаторе последней ступени; в) начальная
и конечная концентрация раствора; г) количество ступеней, а также ко-
личество и давление экстрапара, отбираемого из каждой ступени выпар-
ной установки для внешних (по отношению к выпарной станции) потре-
бителей.
Выпарная станция может компоноваться из одной, двух и более
параллельно действующих выпарных установок.
Выбор схемы выпарной установки. По давлению вторичного пара
в последней ступени различают выпарные установки: а) работающие
под вакуумом; б) работающие под давлением; в) работающие под ухуд-
шенным вакуумом.
В зависимости от технологии обработки раствора различают одно-
стадийные и многостадийные выпарные установки. В многостадийных
88
установках раствор, сгущенный до какой-то промежуточной концентра-
ции, отбирается из выпарной установки и отправляется для дополни-
тельной обработки (на отстаивание, фильтрацию и т. п.), а затем вновь
поступает в выпарные аппараты для дальнейшего сгущения.
По взаимному направлению потоков греющего пара и выпаривае-
мого раствора различают выпарные установки- а) прямоточные; б) про-
тивоточные; в) с параллельным питанием раствора; г) со смешанным
током.
Рис. 2-1. Классификация выпарных аппаратов.
При отсутствии тепловой нагрузки низкого потенциала как в схеме
самой выпарной станции, так и в схеме предприятия, в состав которого
входит выпарная станция, обычно принимается схема выпарной уста-
новки, работающей под вакуумом. Абсолютное давление в конденсаторе
принимается равным 0,10—0,20 ат.
При наличии возможности использования тепла вторичного пара
(подогрев исходного раствора, подогрев различных промывных вод,
растворение солей, горячее водоснабжение предприятия и т. п.) может
89
найти применение схема выпарной станции с ухудшенным вакуумом или
с противодавлением.
В промышленности наиболее широкое применение получили прямо-
точные выпарные установки. Противоточные установки применяются
при выпаривании растворов, сильно повышающих свою вязкость с уве-
личением концентрации, причем только в том случае, когда выпарива-
ние производится до большой концентрации. Параллельное питание
аппаратов применяется в случае незначительного сгущения раствора
или когда при незначительном снижении концентрации из раствора вы-
падает большое количество солей. Смешанный ток может найти при-
менение в тех же случаях, в каких применяется противоток. Преимуще-
ством смешанного тока перед противотоком является уменьшение коли-
чества перекачивающих насосов, кроме того, в этом случае удается
подбирать температурные режимы, при которых наблюдается меньшее
отложение солей на греющих трубках.
Для уменьшения расхода свежего пара применяется регенератив-
ный подогрев поступающего на выпарку раствора. В первую очередь
для этой цели должен быть использован вторичный пар последних сту-
пеней выпарной установки.
Определение числа ступеней в выпарной установке. После выбора
схемы выпарной станции необходимо ориентировочно определить опти-
мальное число ступеней выпарной установки на основе технико-эконо-
мических расчетов по методике, приведенной в литературе [Л. 14,
стр. 185]. При этом надо иметь в виду, что получаемый перепад темпе-
ратур на каждую ступень должен быть не ниже величин, указанных
в табл. 2-1. В дальнейшем выбор оптимального числа аппаратов уточ-
няется в тепловом расчете выпарной установки.
Таблица 2-1
Минимальные полезные перепады температур, при которых обеспечивается
нормальная работа выпарных аппаратов, в зависимости от их
конструкции и вязкости раствора
Тип аппарата Характеристика раствора (некристаллизующиеся н частично кристаллизую- щиеся) Полезный перепад температуры, °C
С подвесной камерой Вязкость 2 спз 10—15
То же . . . . • Аппарат со сниженной поверхностью на- Вязкость 5 спз 18—24
грева Вязкость 5 спз 22—26
То же Вязкость 5—10 спз 26—28
То же Аппараты с принудительной циркуля- Вязкость 10—30 спз 28—32
цией раствора 6—8
Выбор типа аппарата. При выборе типа и конструкции выпарного
аппарата руководствуются следующими положениями:
1) при выпарке маловязких (вязкостью около 6—8 спз), не даю-
щих инкрустации и непенящихся растворов применяют аппараты с под-
весной камерой и естественной циркуляцией раствора или при больших
единичных поверхностях нагрева аппараты типа ЦИНС — ВЦ;
2) выпаривание сильно кристаллизующихся растворов умеренной
вязкости (до 50 спз) обычно проводят в аппаратах с принудительной
циркуляцией раствора или в аппаратах со сниженной поверхностью на-
грева;
3) сгущение некристаллизующихся сильно вязких растворов произ-
водится в аппаратах с принудительной циркуляцией;
4) пенящиеся некристаллизующиеся растворы выпариваются
в аппаратах с поднимающейся пленкой.
90
Материальный расчет схемы. Задачей материального расчета
является определение часовой производительности станции; определе-
ние числа параллельно действующих выпарных установок; определение
количества выпаренной воды и выкристаллизовавшейся соли по отдель-
ным стадиям выпарной установки.
Расчет тепловой схемы выпарной станции. Этот расчет состоит из
следующих частей: определения общей полезной разности температур
или так называемого общего полезного температурного напора выпар-
ной установки; распределения общего полезного температурного напора
между отдельными ступенями выпарной установки исходя из условия
получения равных поверхностей нагрева отдельных ступеней; определе-
ния оптимального числа ступеней многоступенчатой выпарной установ-
ки; определения давления и величины отбора экстрапара из отдельных
ступеней установки, который может осуществляться как для покрытия
тепловой нагрузки внешних по отношению к выпарной установке потре-
бителей, так и для подогрева исходного раствора; определения расхода
свежего пара на выпарную установку и количества пара, поступающего
в конденсатор; определения расхода охлаждающей воды на конденса-
тор; определения количества выкристаллизовавшейся соли в каждой
ступени выпарной установки; определения поверхности нагрева каждой
ступени многоступенчатой выпарной установки.
В начале расчета тепловой схемы тепловые нагрузки и коэффи-
циенты теплопередачи по отдельным ступеням выпарной установки не-
известны, поэтому расчет приходится вести методом последовательного
приближения. Задаваясь вначале указанными величинами, определяют
полезные температурные напоры по отдельным ступеням, затем опреде-
ляют параметры пара и раствора по ступеням выпарной установки, да-
лее подсчитывают количество выпаренной воды в каждой ступени и кон-
центрацию раствора в этой ступени. Тепловые нагрузки по ступеням
определяют как произведение количества греющего пара, подаваемого
в данную ступень, на его теплоту парообразования. По известным фор-
мулам теплопередачи определяют коэффициенты теплопередачи по сту-
пеням выпарной установки.
Полученные данные используются для определения поверхности на-
грева каждой ступени выпарной установки.
Если расчетные поверхности нагрева отдельных ступеней отли-
чаются между собой более чем на 5%, расчет повторяется.
Более полное изложение методики расчета выпарных установок
читатели могут найти в следующей литературе по выпарным установ-
кам: по общим вопросам расчета тепловых схем—•(/!. 14, 36, 40, 48];
расчеты выпйрных установок для выпарки кристаллизующихся раство-
ров— [Л. 40]; вспомогательное оборудование выпарных станций —
[Л. 24, 39, 40, 98].
На основе проведенных расчетов для варианта с оптимальным чис-
лом ступеней необходимо рассчитать годовые эксплуатационные рас-
ходы по данной многоступенчатой выпарной станции. Эти расходы
складываются из амортизационных отчислений на установку, включая
вспомогательное оборудование и здание выпарной станции; затрат на
проведение текущих и средних ремонтов; расходов на заработную плату
производственного и административно-управленческого персонала; энер-
гетических затрат (топливо, электрическая энергия, вода); прочих рас-
ходов. Отнеся эти расходы к количеству выпаренной воды или получае-
мого продукта, можно установить соответствующую себестоимость. Если
те же годовые эксплуатационные расходы отнести к годовой производи-
тельности станции, то можно определить составляющую себестоимость
единицы продукции, определяемую затратами на выпарку раствора.
Выбор оптимального числа корпусов выпарной установки является
довольно сложной технико-экономической задачей и поэтому включается
91
0S86
Рис. 2-2. Конструктивный чертеж выпарного
92
IgL- обечайка ~Г Ст.З 4020 4020
17,'|/7%7У/55-# фланец Рч1дВь1О ~г Ст.З д.З 0,3
Hl триба ф 14 *2 1 Стаеийй 0,05 0Л5
ES трцбнм решетка 1 Ст 3 2980 2980
трубп ф 38X2 100 СтальЮ 25 2700
Е сальниковая бобышка. 1 Ст.З 30 30
1 % сильникидан л?бивни Асбест
I ГОСТ1294 43 шпилька М24к1ог . Стл 0,316 5,06
СОльнии 7^ Ст.З 12 '2
\гОСТ5412~57 гайка М24 16 Ст.З 0.157 2,36
[ГОСТ 2155-54 фланецРч6 0^2400 2 Ст 3 1Ь2,2 324.4
Гй проклавкаф '430/445 f=3 1 Паронит
[я? ГОСТ 7736-57 болт М 12x50 1Г Ст.4 0.152 _8^0
ш Т0СТ5412-57 гайка М12 5Г Ст.З 0,32
фланец на резьбе Ст.З 10,1 10,1
IE труба ф 426к8 1=2000 Т~ Стало 10 110 110
И jffij КОЛЬЦО i Ст.З 0,75 0,75
\гОСТ2155-54 фланец Руб By 150 1 Ст.З 12,1 12.1
§4 труба л 426 х8 1 1таль10 105 105
53 ррочладка-Ф 1420/1450 6=4 1 Паронит
52 Г0072155-54 фланец Руб Ру 1400 1 Ст.З 105 105
51 обечайка Т~ Cm3 24 24
50 обечайка 1 Ст.З 39 39
49 обечайка 1 Ст.З 62 62
“S уплотняющее кольцо /Г=10 т~ Ст.З 129,1 129,1
52 конус 6=3 1~ Ст.З 0,3 0,9
4в ГОСТ5543-50 трубка ФВ9хз 1=£об 3 СтальЮ 2.1 6,3
прокладка 100/120 ' 6=2 т~ Паронит
«4 ГОСТ 2155- 54 фланец Руб Вц ВО 6 Ст.З 4,01 24,06
W скоба 3 Ст.З 0,21 0,63
42 Г0СТ5543-50 труба Ф69х3 1=3200 1 СтальЮ 16,5 16,5
41 трубная воска 1 Ст.З \2S80 2980
40 уплотняющее кольцо 6=10 1 Cm3 9,01 4,01
,351 ГОСТ 5543-50 труба Ф 726x8 т~ СтальЮ 15,2 15,2
Й" ГОСТ 2155-54 фланец Руб Бучрр 1 Ст.З 26,5 28,5
Oq
37 прокладка ф 730/4506=3 1 Паронит
IS кольцо 1 Ст.З 423 ~4?3~‘
IS крышка люка нуб Ру 400 1 Ст.З 102.1 102,1
34 Г0СТ5543-50 труба Ф Ю6х4 1=320 1 СтальЮ 5,25 5,25
Ж кольцо 1 Ст.З 1,27
32 ГОСТ2155 54 фланец Ру ю рц щр 1 Ст.З 4,01 4,01
31 уплотняющее кольцо 6=10 1 Ст.З 0.82. 0,82
15 Г0СТ5543-50 труба ф Ю8Х4 1 СтольЮ 16,5 16,5
71 прокладка Ф110/130 6=2 2 Паронит
28 ГОСТ 2155-54 фланец Руб Du ЮО ‘t Ст.З 4,01 4,01
27 труба 1Обх4 1=160 1 СпальЮ 2,3 2,3
2Б днище ~г~ Cm.J 1420
25 подкладка 6=14 4 Ст.З 25
24 лапа 1-8MX 64-56 Ст,3 170 660
23 труба ф 426x8 1=330 1 СтальЮ 143 /£1.
22 реоро 1~~ Ст.З 0,04 Ы6
21 лист 6=20 4 Ст.3 8 32
20 лист 6=20 у- Ст.3 7,5 ~So~
19 ребро Ст.З 24,8
13 уплотняющее кольцо б= ю т~ Cm3 1,8 ~Г
17 ГОСТ5543 50 триба ф 156x4 1= 160 1 СтальЮ 4,3
16 кольца т~ Ст.З 1,27
15 ГОСТ 2155-54 фланец Руб Вч 200 1 Ст.З 26,5
16 обечайка 1 Ст.З 3042 3042
13 обечайка т~ Ст.З 3980 3980
12 ГОСТ 5543-50 труба ф 426X8 1=240 1 СтальЮ 11Q 110
11 подвеска 3 Ст.З 4* 5.4
10 отбойник 1 Cm3 У 91
_£ днище 1 Ст 3 1711 1711
8 уплотняющее кольцр б=ю 1 Ст.З 1К2 11,2
7 ГОСТ 5543-50 труба ф 426x8 1 =200 1 СтальЮ 1д,1 J&L_
6 кольцо 6=14 т~ Ст.З 3.72
5 Г0СТ2155-54 Фланец Ру 6 Вч 400 1 Ст.З 26,5 26,5
T днище 6=10 1 Ст.З $9 - ~r
3 уплотняющее кольцр 9=10 1 Ст.З 12,1 12,1
2 №5543-50 труба ф 45x3 1=160 1 СтальЮ Ю,1 10,2
1 №2155-54 тланеиРиб By 40 1 Ст.З LU _ 1J1
Обозначение Наименование Чал. Матер сит обш.л Вес
ВЫПАРНАЯ СТАНЦИЯ ' КащеЗра. СТУ
Должность Фамилия Подпись Дута, ВЫПАРНОЙ АППАРАТ MV.15
Студент
Руководит
МЭИ
аппарата с подвеской камерой.
только в задания по дипломному проектированию выпарных
станций.
В последующих расчетах мы не приводим конструктивных чертежей
выпарных аппаратов с их деталировкой, которые могут входить в зада-
ния по курсовому проектированию. В качестве такого примера приво-
дится на рис. 2-2 чертеж выпарного аппарата с подвесной камерой с де-
талировкой отдельных узлов.
Следует заметить, что задания с акцентом на механический расчет
аппарата на прочность являются исключением для студентов, специа-
лизирующихся по промышленной теплоэнергетике. Большей частью та-
кие задания выполняются студентами химико-машиностроительных спе-
циальностей.
2-2. ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ВЫПАРНЫХ УСТАНОВОК
Пример 2-1. Технико-экономические расчеты однокорпусной
и двухкорпусной выпарных установок для глицериновой воды
и проверка экономической целесообразности применения турбокомпрессора
для однокорпусной выпарной установки в качестве теплового насоса1
Задание. Выполнить, следующие тепловые и технико-экономиче-
ские расчеты и графические работы по выпарным установкам.
1. Составить схему однокорпусной выпарки и определить расход
греющего пара и поверхность нагрева однокорпусной выпарной установ-
ки для глицериновой воды.
Начальная и конечная концентрации глицериновой воды £о=2О%'
и ЬКон=88%'. Производительность ОКОн=643 кг/ч концентрированного
глицерина. Давление греющего пара ро=6 ат (абс.) и /н—158,1° С. Дав-
ление вторичного пара pi=0,153 ат, а его температура ‘0=54° С. На-
чальная температура раствора Z'i=20°C. Раствор подогревается в пер-
вом подогревателе экстрапаром до /"=80° С, во втором — острым паром
до температуры кипения раствора в первом корпусе (Z0=tfi); теплоем-
кость чистого глицерина с=0,576 ккал/кг- град.
При расчете однокорпусной установки принять коэффициент тепло-
передачи £=370 ккал/м2 • ч • град.
2. Составить схему двухкорпусной выпарки и рассчитать двухкор-
пусную выпарную установку для глицериновой воды с принудительной
циркуляцией раствора с одинаковыми поверхностями нагрева обоих
корпусов. v
Давление во втором корпусе р2=0,153 ат (‘0=54°С). Скорость рас-
твора в трубках: в первом аппарате—1,5 м/сек, во втором — 3 м/сек.
Диаметры нагревательных трубок 38/32 мм. При определении коэффи-
циентов теплопередачи принять толщину накипи в первом аппарате
1 мм и во втором 2 мм\ ZCT=50 ккал/м• ч-град\ лНак=1 ккал/М'Ч- град.
Установка работает без перепуска и переохлаждения конденсата.
3. Сравнить однокорпусную выпарную установку с двухкорпусной
прямоточной выпарной установкой для глицериновой воды по ежегод-
ным приведенным затратам.
При сравнении принять: число часов использования максимума паровой
нагрузки /г“ = 5000 ч; стоимость пара гп=2,3 руб/m fnapa; стоимость
1 jw2 поверхности нагрева выпарного аппарата С=50 руб/м2', доля годо-
вых отчислений на амортизацию и текущий ремонт /=0,08; норматив-
ный коэффициент эффективности Р=0,15.
4. Для однокорпусной выпарной установки проверить по ежегод-
ным приведенным затратам экономическую целесообразность примене-
1 В выпарных многоступенчатых испарительных установках в качестве тепловых
насосов (при малых степенях сжатия) эффективно применяются струйные термоком-
прессоры — инжекторы.
94
ния турбокомпрессора для сжатия вторичного пара с 0,153 до 6 ат с по-
следующим направлением его в выпарной аппарат вместе с греющим
паром из котельной.
При расчете принять следующие дополнительные данные: число ча-
сов использования тепловой мощности установки и мощности ком-
прессора тк=7 000 ч/год\ расход
вторичного пара на начальный подо-
грев раствора £)п=289 кг/ч; отно-
сительный
прессора
к. п.
к. п.
= 0,93;
внутренний к. п. д. ком-
т]ог = 0,76; механический
компрессора т]м=0,9;
электродвигателя т]э=
Pi=0,153kF/cmz #1=59°С
1 i"= 82,07 ккал/кг
i'i=658,3
ккал/кг
Д.
Д.
стоимость электроэнергии
2э=0,013 руб/квт-ч} стоимость теп-
ла гт=4,5 руб/Гкал-, удельная стои-
мость компрессорной установки Ск=
=40 руб!кет, доля годовых отчисле-
t'=60°C t=129'
Ь^Ь^ввЧо
bo=20%4 Tr=158,1°C ti=78,8°С
Ррс 2-3 Схема однокорпусной выпар-
ной установки к примеру 2-1.
ний на амортизацию, текущий ремонт и обслуживание компрессорной
установки f=0,12; нормативный коэффициент эффективности Р=0,15.
5. Составить принципиальные схемы однокорпусной и двухкорпус-
ной выпарки, а также схему однокорпусной выпарки с тепловым насо-
сом — турбокомпрессором.
6. Выполнить чертеж выпарного аппарата с принудительной цирку-
ляцией раствора.
7. Выполнить компоновочный чертеж двухкорпусной выпарной уста-
новки.
Литература 1[Л. 25, 26, 36, 40, 48, 64, 98].
Решение. Согласно заданию составляем принципиальную схему
однокорпусной выпарки (рис. 2-3). Затем определяем расход греющего
пара и поверхность нагрева однокорпусной выпарной установки.
Количество раствора, поступающего на выпарку,
(?о = Окон ^-=643-1^ = 2828 кг/к.
Количество воды, подлежащее выпарке,
W' = G0 — GKOH=2828 — 643 = 2185 кг/ч.
Все дальнейшие расчеты ведем на 1 кг раствора, поступающего на
выпарку
W' 2185 л ,
w = = 0,7735 кг кг раствора.
vJq 0^/0
Теплоемкость раствора при начальной концентрации
Со = ^ + (100->.).=0,576.20+(100 - 20). = 0>91 ккал!кг.град.
Физико-химическую температурную депрессию при &кон=88% опре-
деляем по справочным материалам с соответствующей поправкой на
давление: Д=23,3°С.
Гидростатическую и гидравлическую депрессии принимаем:
Д2 4-|Дз== 2° С.
Суммарная депрессия
Д = Д, + Да + Да = 23,ЗЯ- 2 = 25,3° С.
Температура кипения раствора
/1== О--j-А = 54-|-25,3 = 79,3° С.
95
По таблицам водяного пара находим энтальпии греющего и вторичного
пара:
р0 = 6 am, i\ — 658,3 ккал!кг, р1==0,153 ат, Г\ = 620,7 ккал]кг.
Коэффициенты испарения и самоиспарения
а =
i'i— Tj 658,3 —158,1 п пог:.
i'S —S 620,7 — 179,3 — и,У20*
h-h _ 129-179,3 __ п nQ9
i'\ — S 620,7 — 179,3 —
Удельный и общий расход греющего пара
, w — Со В 0,7735 — 0,91.0,092 ,
d -------—-=-----------(Г9§5-------= 0,745 кг[кг раствора;
D = dOQ = 0,745-2 828 = 2 110 кг/ч.
Тепловая производительность выпарного аппарата
Q = D (i\ — -ч) = 2 110 (658,3 — 158,1) = 1 055 000 ккал]ч.
Температурный напор
Lt=ta — h = 158,1 — 79,3 == 78,8° С.
Поверхность нагрева выпарного аппарата:
Q ___ 1 055 000 __q
kLt 370.78,8 ~~ ’ * ’
Определяем расход греющего пара и поверхность нагрева двухкор-
пусной выпарной установки.
Согласно заданию составляем принципиальную схему двухкорпус-
ной выпарки (рис. 2-4).
р0^6кГ/смг
tn~l58,l°C
Ц=658,3 ккал/кг
р-, =-2,309кГ/смг
2 °C
{"=697,9 кпал/кг
t'~60°C
Wi
^=1294
Л wz
р9=0,Г53кГ/амг
&Z=59°C
i"=62P, 7 пкал/кг
* «г
t2=78,8oc’“
Рис. 2-4. Схема двухкорпусной установки (к примеру 2-1).
Расчет ведем на 1 кг раствора, поступающего на выпарку. Исполь-
зуем необходимые для дальнейшего расчета величины (Go, Wf, w и Со),
определенные выше.
Количество тепла для нагревания раствора экстрапаром в первом
подогревателе
<7=c'i(f'—fi) =0,91 (80—20) =54 ккал!кг.
Количество экстрапара, считая предварительно скрытую теплоту
парообразования г=530 ккал!кг, получим равным:
54
е1=т__. = 0,102 кг!кг раствора.
Ouv
96
Если принять, что за счет 1 кг вторичного пара во втором корпусе
испаряется такое же количество воды, то количество воды, выпаренной
во втором корпусе, будет:
w2=w-~s'= °’77-~°’102 =0,335 Kifкг раствора.
Количество воды, выпаренной в первом корпусе,
wt = w — ш2 = 0,7735 — 0,335=0,4385 кг[кг раствора.
Концентрация раствора в первом корпусе
— 1 1 —0,4385 = 35.6°/0;
то же во втором корпусе
^2 = I—OJ— 1—0,7735 = 88^
Определяем физические параметры раствора в корпусах. Теплоемкость
раствора в первом корпусе
Ci = 9-:~7—~~ Зо»6) __ о,85 ккал!кг • град',
то же во втором корпусе
с2 —-------= 0,627 ккал^кг • град.
Физические константы раствора и воды, 'найденные по справочным
материалам, приведены в табл. 2-2, причем предварительно принято,
что температура кипения раствора в первом корпусе равна 120° С, а во
втором 80° С.
Таблица 2-2
Значение физических констант к примеру 2-1
Наименование физических констант Первый корпус Второй корпус
Вода Раствор Вода Раствор
Плотность у, кг/л3 943 1 170 971 1238
Теплоемкость с, ккал/кг-град . . 1,014 0,85 1,001 0,627
Вязкость V, ма/сек-Ю~6 Теплопроводность Л, ккал/м-чуС. У^град 0,226 0,65 ‘ 0,366 10,2
0,590 0,44 0,590 0,28
Физико-химические температурные депрессии определяем по спра-
вочным материалам с соответствующей поправкой на давление; оцени-
ваем гидростатические и гидравлические депрессии; все данные сведены
в табл. 2-3.
Таблица 2-3
Величины депрессий к примеру 2-1, "С
Род депрессии Корпус
I п
Физико-химическая . . . 3,8 23,3
Гидростатическая Д2. . . . 1 1,0
Гидравлическая Д8 1 0,5
Суммарная Ед 5,8 24,8
Полная разность температур в установке
М’ = 1В— &8 = 158,1 — 54 = 104,1° С.
7—1243
97
Полезная разность температур
Д/=Д/' — S А = 104,1 — (5,8 + 24,8)=73,5° С.
Согласно заданию оба корпуса должны иметь одинаковые поверх-
ности нагрева. В соответствии с этим согласно формуле (4-7а) из [Л. 48)
полезная разность температур распределяется между корпусами прямо
пропорционально их тепловым нагрузкам и обратно пропорционально
коэффициентам теплопередачи, т. е.
Д^2 Qz
Afi Qi kz
Тепловые нагрузки корпусов могут быть приняты пропорциональ-
ными количествам выпариваемой в них воды с поправкой в дальнейшем
на явление самоиспарения и увеличение скрытой теплоты парообразова-
ния во втором корпусе. Таким образом,
Qa__ ^2__0,335__q 7RR '
— Qi oil “0,438 — ^'со-
отношение коэффициентов теплопередачи по корпусам принимаем
предварительно (по опытным данным) &i/&2=2. Подставив эти значе-
ния, получим:
££=0,765—=1,53.
Так как полезная разность температур
Д/= Afi + Af 8=73,5О С,
то
Д/х = л ж 29,1 ° С и Д*2 = 73,5 — 29,1 = 44,4° С.
На основе полученных результатов и данных, взятых из таблиц во-
дяного пара, составляем табл. 2-4 температур и энтальпий пара жид-
кости.
Таблица 2-4
Температуры и энтальпии пара и жидкости к примеру 2-1
Наименование параметров Первый корпус Второй корпус
Обозна- чение Значение Обозначе- ние Значение
Температура, ®С: греющего пара кипения раствора ............ вторичного пара конденсата Энтальпия, ккал/кг: греющего пара вторичного пара Теплота парообразования вторичного пара, ккал/кг t. Л Э1 tl <"i 158,1 129 124,2 158,1 658,3 647,9 ><520 9'1 /г ®2 ta *'2 Га 123,2 78,8 54 123,2 648,5 620,7 552
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке для
первого корпуса по формуле (1-24) из [Л. 48] »
<4=1,15 =1*15 -(27§'^з)м8 = 8000 ккал!град,
где Н— высота трубок, принятая равной 3
98
В' == 5 700 + 56/н — 0,09/2 = 5 700 + 56.158,1 — 0,09 • 158,12 = 12 300;
Д/==/н—/ст принимаем равным 2,8° С с последующей проверкой.
Коэффициент теплоотдачи от стенки к кипящей жидкости для пер-
вого корпуса определяем по формуле (1-13) [Л. 48]
Nu = 0,023Re°’8Pr°’4: а = ~ 0,023 (~У’’ (—j0’*;
_ 0,44 ПП9О /1,5-0,032X0.’^
“2— 0,032 *U,U2° ^0,65- 10-еJ
ху/ 0,65.10-6.0,85.1 170-8 600\о.* . л
X ( —---------(Р44---------- J =4 560 ккал]*?• ч• град.
Значения физических констант взяты из табл. 2-2, причем^вместо а
подставлены значения Л/су.
Коэффициент теплопередачи для первого корпуса
k —______________________________1___________
1 । i. । 1 “
а1 ^ст ^нак а2
=—i------о.'воз'-оУоо'!-Г~=720 ^кал1м‘-ч-град.
8000 + 50 + 1 +4560
Проверяем принятую в расчете разность температур:
д/ f f — 720-29,1 —о 6° С
ш — ги гст— 8000 —z,o
что незначительно отличается от принятого значения 2,8° С.
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке для
второго корпуса "^*^4
«2 = 1 ’15 г(д^)о.25 =1.15 = 8 100 \ккал[мг• ч. град.
Коэффициент теплоотдачи от стенки к кипящей жидкости
0,28 пп9ч/ 3*0’032 Y,8V
а*— 0,032'и,и2Д 10,2-I0-ffy
/10,2-10-6.0,627.1 238-3600 4 , ппп , 2 .
XI —---------тНю----------I = 1900 ккал мъ-ч-град.
\ и,2о J 1
Коэффициент теплопередачи для второго корпуса
*•= , одаз1 0.002 1 =370 ккал^-ч-град.
8 100 ' 50 + 1 +1900
Проверяем принятую разность температур:
а л_л / k2M2 _____ 370-44,4 _9q р
Ш — Гн— Гс—- 8000 —
Расход греющего пара в первом корпусе на 1 кг 1неконцентрирован-
яого раствора определяем по формуле (4-27) из [Л. 48]: (
d W0 СрУд (е! j?) Zj BSZ2 -f- . .. 4" 8П —— 1 ^2 I)
Коэффициенты хг, yz и z2 вычисляем по табл. 2-5 и 2-6, приняв ₽i=0,
поскольку /о=/1, и 02—0, так как установка работает без перепуска
«конденсата.
о _ 129 — 78,8 _л nnq
Р2 -~t"2 —12“'619,6—78,8—U’Uy<5’
7*
99
Коэффициенты х и у к формуле (2-1)
Таблица 2-5
Число корпусов Величина х Величина у
2 £ II ю 1 •со № Q № У 2 = 20х -}“ 02
3 Ха = 3 — 2рг 4“ 2₽» + 2о2 4- 2о8 У г = 301 4“ 20г 4“ 08
4 Х4 = 4 302 40g 304 4“ 4- За2 4- 4а8 4- За4 * со« со CN* м CSL. СО ecu II
п Хп—п — (п — 1)02 — 2(п — 2)08 — — 3 (л — 3) 04 — ...— — (л—1) 0П Уп = п₽! 4- (п — 1) 02 4- (п — 2) 084- 4- (л—3) 04 4-... 4* 0п
и получаем:
Х2=2 — р8 = 2 — 0,093 = 1,907; Г8=2f *+₽8 = р8=0,093.
При этом расход пара в первом корпусе на 1 кг раствора составит:
d = —----=-----------------: ok? ----------=0,415 кг кг раствора
2 • > W/
Полный расход пара
D = God = 2828-0,415=1 170 кг/ч.
Т а б л и ц а 2-6
Коэффициенты г к формуле (2-1)
2
3
4
5
Число
корпусов
za— 3 — 208 — 2р^4~ 2og4“2o4
Zi= 4 — 30e — 4р4— 306-|-
4- За8 4- 4в4 4- За8
Величина zs для еа
z2 = 1
Z2 = 2----04 4“ °4
z2 = 304 — 208 4~ 2о44* 2с8
Величина z3 для е3
Z3 = 1
z8 = 2 — 0S — ee
Уточняем количества выпаренной воды. Количество воды, выпарен-
ной в первом корпусе на 1 кг раствора,
Wi=diicsi 4" CoPi,
так как cti= 1 и Pi=0, то оч=с?1=0,415 кг и все количество выпарен-
ной в первом корпусе воды
^=0,415-2 828=1 170 кг/ч.
Количество воды, выпаренной во втором корпусе на 1 кг раствора,
w2—Wi — £1 -|- (с0 — Wi) р8=0,415 — 0,102 + (0,910 — 0,415) 0,093 =
=0,359 кг!кг раствора,
тогда все количество выпаренной во втором корпусе воды
^2 = 0,359-2 828= 1020 кг)ч.
Количество воды, выпаренное во всей установке,
«7 = ^ + ^=! 170+1020 = 2190 кг/ч.
100
Расхождение с предварительно найденным количеством выпаривае-
мой воды 2 190—2 185=5 кг/ч составляет всего 0,2%L Проверяем коли-
чества тепла, переданные в отдельных корпусах:
в первом корпусе
= d.r. = 0,415-499,0 ~ 207
ккал {кг раствора;
во втором корпусе
<?2=И — ®j) г = (0,415 —
— 0,102) • 530 == 163 ккал[кг
раствора.
Отношение полученных коли-
честв тепла
>=^=0,787.
В предварительном расче-
те это отношение было приня-
то равным 0,765. Таким' обра-
зом, расхождение невелико.
Проверяем полученные
концентрации раствора:
в первом корпусе
h _ &0_________
1 — j _ а,1 — i _ 0,415 —
= 34,2 <35,6%;
во втором корпусе
&0 _ 20 __
2 1—w2 1—0,779“"
= 88,5 >88%.
Так как расхождение по-
лученных величин с ранее при-
нятыми незначительно, повтор-
ного расчета не делаем.
Поверхности нагрева вы-
парных аппаратов:
первого корпуса
F _________ 207.2 828 8
1 ~~ 720-29,1 —z0,1 м ’
второго корпуса
р Qz 163 • 2 828 «
2 /г2Л^> 370-44,4 "~ZZ М *
Поверхности нагрева обо-
их аппаратов согласно усло-
вию расчета оказались почти
одинаковыми.
Рис. 2-5. Выпарной аппарат с принудительной
циркуляцией раствора.
101
Рис. 2-6. Компоновка двухкорпусной выпарной установки.
/ — насос для подачи раствора; 2 — теплообменник; 3 — выпарной аппарат,
7 — электродвигатель циркуляционного насоса; 8 — вакуум-насос РМК-2-2,
4 —бак исходного продукта; 5 — конденсатоотводчик, 6 — барометрический конденсатор;
9 — бак; 10 — электродвигатель.
Принимаем для изготовления поверхность нагрева каждого выпар-
ного аппарата на 20 %1 большей, т. е. 34 м2. Конструкция такого аппа-
рата показана на рис. 2-5, а компоновка двухкорпусной установки —
на рис. 2-6.
Произведем сравнение однокорпуоной выпарной установки с двух-
корпусной по ежегодным приведенным данным в соответствии с зада-
нием. Результаты расчета сводим в табл. 2-7.
Таблица 2-7
Наименование показателя и расчетная формула Размерность Вариант I (однокор- пусная установка) Вариант П (двухкор- пусная установка)
Часовой расход пара £)" Годовой расход пара £)”од = = 5 000 D” Поверхность нагрева F Капиталовложения по выпарным аппаратам K=CF=50F Ежегодные эксплуатационные расходы: амор- тизация и текущий ремонт Sa = fK = 0,08 К. Стоимость пара Sn = 7ПВГПОД = 2,3£)”од . . . . Суммарные расходы S = + Sn . . . ’. . . . Ежегодные приведенные затраты 3 = РК + S кг/ч т/год м2 руб. руб/год руб/год руб/год руб/год 2,11 10550 36,2 1 810 145 24 300 24 445 24 717 1.17 5 850 55,1 2 755 192 13400 13 392 13 805
Полученные цифры ежегодных приведенных затрат говорят о высо-
кой экономической эффективности применения двухкорпусной выпарной
установки по сравнению с однокорпусной, т. е.
Si —32 1ПП 24717 — 13 805
31 ’1UU 24 717
~ 44%.
Определяем экономическую целесообразность применения турбо-
компрессора для однокорпусной выпарной установки. Составляем в со-
ответствии с заданием принци-
пиальную схему однокорпусной
выпарки с тепловым насо-
сом— термокомпрессором (рис.
2-7); выпарку без теплового
насоса будем считать первым
вариантом, а с тепловым насо-
сом— вторым вариантом.
Используем данные расче-
1 р^о.153 кГ/смг
t’-SO’C ’. t0=KS°C
^KOtt <
b(rZO°tD \^J58,1°C ^78,В°С
тов для первого варианта: Рис 2_7 Схема
однокорпусной выпарной уста-
расход вторичного пара новки с термокомпрессором к примеру 2-1.
W'=D"=2185 кг!ч (р1 =
=0,153 ат, О’=54°С, «"1=620,7 ккал!кг)\
расход греющего пара £) = 2110 кг/ч (ро=6 ат,
= 158.1 ккал/кг, 7'1=658,3 ккал[кг)\
тепловая производительность выпарной установки Q= 1,055 Гкал}ч.
Определяем годовой расход тепла на выпарную установку:
QjOA=Q1'rK= 1,055-106-7000 = 7,39-109 ккал(год = 7 390 Г кал {год.
Находим ежегодные приведенные затраты для первого варианта,
которые в данном случае равны ежегодным расходам на топливо (по-
стоянные и равные для разных вариантов расходы не учитываем):
3,=31т=2тр;од=4,5-7 390 = 33 200 руб fad.
Юз
Для второго варианта (с термокомпрессией) находим адиабатный
теплоперепад для пара в компрессоре (по /s-диаграмме) и энтальпию
пара после компрессора:
Лк==^2д — i"i = 832 — 620,7 = 211,3 ккал/кг; i2 = /"1 —
= 620,7 + = 898,7 ккал)кг.
Определяем расход вторичного пара на начальный подогрев раствора
Dn=eiGo = 0,102-2828 = 289 кг/ч.
Часовой и годовой расходы пара, поступающего в компрессор:
DK = GK = W' — Dn = 2185 — 289 = 1 896 кг/ч;
ргОД = = ! 896.7 ООО = 13,25 • 10е кг/год.
Эффективная мощность компрессора и годовой расход электроэнергии
на его привод:
1 896-211,3
^к~“ 860т}ог7}м “"860-0,76-0,9 680 Квт>
о Wutu 680-7 000 г щ ine / ?!
Э= *--у =—й-йо— = 5,12-10® кет-ч год.
Годовой расход тепла котельной при втором варианте
= (i2-t1) =
= 7,39-10° — 13,25- 10е (898,7 — 158,1) = — 2,42-10° ккал/год.
Такое большое избыточное количество тепла получилось вследствие
того, что при такой высокой степени сжатия (от 0,015 до 6 ат) пар
в компрессоре очень сильно перегревается.
Если нанести этот процесс сжатия пара в компрессоре на «-диаграмму и считать,
что начальные параметры вторичного пара лежат на линии насыщения, то температура
пара в компрессоре с учетом потерь (будет (более 650° С, и (для работы такого компрес
сора и выпарной установки потребуется почти бесполезное охлаждение этого пара
Улучшить надежность работы компрессора можно, вводя промежуточное охлаж-
дение этого пара Однако это удорожит компрессионную установку
Этот расчет также показывает, что при работе компрессионной установки пар
требуется только для ее первоначального пуска, а также для подогрева раствора до
температуры кипения, причем от этого пара можно также отказаться, так как путем
значительного перегрева лара можно уменьшить количество пара, необходимое для
процесса (выпарки, и излишек может быть использован для подогрева раствора до тем-
пературы кипения Поэтому мы этот пар в данных технике экономических расчетах не
учитывали
Дополнительные капитальные вложения при втором варианте на
термокомпрессионную установку
-_= СЛк = 40 • 680 = 21 900 руб.
Ежегодные эксплуатационные расходы (отчисления от капитальных
вложений, расходы на электроэнергию) во втором варианте
S„ = fKu + Z39 = 0,12 • 21 900 + 0,013 - 5,12 • 10е = 69 120 руб/год.
Ежегодные приведенные затраты во втором варианте
3n=^II+Sn = 0,15-21 900 + 69 120 = 72400 'руб/год.
Увеличение приведенных затрат во втором варианте
3П—31 1ПП 72 400 — 33200
---З;---100 =----33200---= 118 /«>
т. е. затраты возрастают более чем в 2 раза.
104
Приведенные цифры указывают на неэффективность применения
термокомпрессора для данных расчетных условий; кроме того, сни-
жается надежность установки из-за большого перегрева пара, а при-
менение промежуточного охлаждения пара еще больше удорожает и
усложняет установку и ее эксплуатацию. Поэтому выпарка с термо-
компрессией по данной схеме нецелесообразна.
Проектирование выпарных установок с термокомпрессором должно
исходить из других принципов и быть подчинено основной идее умень-
шения расхода электроэнергии на компрессию пара; оно может ока-
заться целесообразным при выпарке растворов с малой температурной
депрессией.
Если мы для данного случая примем, что выпарка будет происхо-
дить при атмосферном давлении, суммарная депрессия в аппарате со-
ставит 26° С, а полезный температурный напор 8° С, то аппарат будет
иметь в 10 раз большую поверхность нагрева (362 м2 вместо 36,28 м2).
Однако при этом необходимо будет повышать температуру пара со
100° С до /Н=134°С, т. е. давление с I ат примерно до 3 ат.
Адиабатический теплоподъем составит 50 ккал/кг, а с учетом по-
терь (т]ог=0,76) —66 ккал/кг.
В этом случае эффективная мощность компрессора составит:
А7 1 896-50 1ОП
860-0,76-0,9 КвГП'
и годовой расход электроэнергии
„ 180-7 000 , л
3 = —тгоо— = 1 »22• 10« кет • ч год.
и,УО '
Годовой расход тепла в котельной
Q = 739 • 109— 13,25-10е [(640 + 66)—134] =0,25-109 ккал/год.
Это также показывает, что при работе компрессора за счет пере-
грева пара его энтальпия выше и часть пара, вероятно (при более точ-
ных расчетах), может быть использована на подогрев до температуры
кипения раствора, поступающего в аппарат.
Дополнительные капитальные вложеня при втором «варианте на
термокомпрессионную установку
/Сп=40-180=7 200 руб.
Ежегодные эксплуатационные расходы
Sn=0,12-7 200 + 0,013-1,22- 10е = 16770 руб/год.
Ежегодные приведенные затраты при данном варианте:
Зп=0,15-7 200 +16 700-17 800 = 33 200 руб/год.
Нами не учтены капиталовложения и амортизационные отчисле-
ния, связанные с удорожанием выпарной установки вследствие 10-крат-
ного увеличения поверхности нагрева.
Если с учетом этих расходов экономия затрат будет существенной,
то проектирование выпарной установки с тепловым насосом может быть
признано целесообразным.
Пример 2-2. Расчет трехкорпусной установки для выпарки КОН
и выбор для нее вспомогательного оборудования
Задание. Спроектировать трехкорпусную выпарную установку
для упаривания 14 000 кг/ч раствора КОН от начальной концентрации
10% до концентрации 38%. Давление греющего пара р=6 ат. Темпера-
тура охлаждающей воды 8° С, давление в конденсаторе 200 мм рт. ст.
105
Раствор поступает в первый корпус подогретым до температуры
кипения.
Выпарные аппараты принять с выносной камерой. Конденсатор сме-
/ шивающего типа с барометрической трубой.
В проекте выполнить следующие расчетные и графические работы:
1. Произвести тепловой расчет выпарной установки исходя из усло-
вия равных поверхностей нагрева всех трех аппаратов и выбрать типо-
размеры аппаратов по нормалям.
2. Рассчитать диаметры патрубков выпарных аппаратов.
3. Рассчитать иа прочность толщину корпуса, крышек и трубных
досок.
4. Выполнить расчет смешивающего конденсатора и подобрать его
типоразмер по нормалям.
5. Составить принципиальную схему установки и нанести на нее за-
данные параметры; дать общий вид и узлы выпарного аппарата; общий
вид конденсатора и технологическую схему установки.
Литература: {Л. 36, 40, 64, 85, 20].
Решение. Составим технологическую схему и произведем расчет
трехкорпусной 'выпарной установки.
Для упаривания '14 000 кг/ч водного раствора едкого кали от начальной .концен-
трации 10% до конечной концентрации 38% принимаем к установке трехкорпусную пря-
моточную установку. >
Преимущества прямоточной установки: меньший расход электроэнергии ввиду
отсутствия насосав для перекачки раствора между корпусами, меньший расход пара
при одинаковом режиме по сравнению с противоточной установкой, минимальные по-
тери тепла со спущенным раствором, уходящим из установки с минимальной темпера-
турой. Технологическая схема выпарной установки показана на рис. 2-8.
Раствор, предназначенный для упаривания, подается насосам из промежуточной
емкости в подогреватель, где подогревается до температуры 'кипения греющим паром
из котельной.
Ив подогревателя раствор поступает оз 4-й корпус выпарной установки, обогрев
которого осуществляется греющим паром из котельной.
Из 4-го корпуса раствор поступает для концентрирования в последующие корпуса.
Раствор конечной концентрации 38% .вводится из 3-го корпуса в один Из Сборни-
ков, работающих попеременно, т. е. когда в один поступает .раствор из Зчго корпуса, из
другого откачивают раствор по назначению.
Сборник присоединен к вакуум-линии, поскольку последний корпус находится под
вакуумом и вместе с тем нужно, чтобы готовый продукт поступал в сборник самотеком.
Во время откачки раствор а из сборника последний отключают от вакуума и соеди-
няют с атмосферой.
В схеме предусмотрена установка конденсатора с барометрической трубой для
поддержания вакуума в последнем корпусе.
Для откачки воздуха, ‘который, «будучи растворенным в воде, выделяется из нее
при нагревании и понижении давления, в схеме предусмотрена установка вакуум-
насоса.
Выпарные аппараты соединены между собою так, что установка может работать
с одним, двумя и тремя корпусами, что позволяет производить текущий и капитальный
ремонт любого корпуса.
Подогреватель и первый ‘корпус всегда (в нашем случае) будут обогреваться па-
ром из котельной, поэтому предусмотрен возврат конденсата из подогревателя и пер-
вого корпуса обратно в котельную.
Конденсат вторичного пара 2-то и 3-го корпуса идет на технологические нужды.
Согласно заданию .подбираем по справочным данным [Л. 85] значе-
ния всех физических и физико-химических параметров КОН у, с, Д, </д,
k—f(b) и эти данные сводим в табл. 2-8—2-11. Значения у и q=f(b)
даны на рис. 2-9, а си Д=/(Ь) —на рис. 2-10. На этих графиках точки
соответствуют параметрам расчета в первом приближении.
Производим тепловой расчет в первом приближении.
Количество воды, выпариваемое всей установкой: ,
U7 = GH /1 — = 14000 fl — = 10300 кг/ч,
\ / \ Оо у 9
\ / \ /
где GH — количество исходного раствора, кг/ч\ Ьа— начальная концен-
трация, %; — конечная концентрация раствора,
106
Рис. 2-8. Технологическая схема выпарной установки.
Г — емкость исходного раствора; // — насос; /// — подогреватель; IV — выпарной аппарат; V — конденсатоотводчик VI — бароМетинче-
ский ящик; VII — барометрический конденсатор; V///— вакуум-насос РМК-3; /X —емкость готовой продукции.
Таблица 2-8
Плотности водных растворов КОН у, кг!м\ при 15 °C
%кон 7 %кон т. %КОН 7 %кон 7
1 1 008 И 1 101 21 1 198 31 1 301
2 1 018 12 1 111 22 1 208 32 1312
3 1 027 13 1 120 23 1 218 33 1 322
4 1 036 14 1 130 24 1 229 34 1 333
5 1 045 15 1 140 25 1 239 35 1 344
6 1054 16 1 149 26 1 249 36 1 355
7 1 064 17 1 159 27 1 259 37 1366
10 1092 18 1 169 28 1 270 38 1 377
19 1 179 29 1 280 39 1 388
20 1 188 30 1291 • 40 1 399
Количество воды, выпариваемое по корпусам, предварительно при-
нимаем равным:
хт iV7 10 300 q ,
IF1 = W2 = №s = -о-——о— = 3433 кг/ч.
о о
Концентрация растворов:
в 1-м корпусе
t_______СъЬи__________14000-10______] о 90/ .
Gs — Wl ~~ 14 000 — 3 433 “ ’ '°’
Рис. 2-10. Теплоемкость с и физико-хими-
ческая температурная депрессия Ai водных
растворов едкого кали КОН в зависимости
от его концентрации.
Рис. 2-9. Плотность у и интегральная
теплота растворения qR водных раство-
ров едкого кали КОН в зависимости от
его концентрации при 15° С.
во 2-м корпусе
2. _____Gybe,
82 “ Gn —IFX —
-------14 000-10______________1Q R0/ •
----_14000 —3433 —3433“ * ’ ,0’
в 3-м корпусе
СНЬЯ 14000-10
'*2 — GB __ — №а — Wt “ 14 000 — 3 433 — 3 433 — 3 433
108
Полная разность температур для всей установки
ДГ = /н-&8,
где /Н=158°С — температура греющего пара в .1-м корпусе при давле-
нии р—6 ат, ^3=66,4° С — температура пара в конденсаторе при дав-
лении £=200/735,6=0,272 ат.
Таблица 2-9
Теплоемкости водных растворов КОН с, ккал!кг град, при 16—20° С
%кон С %кон с %кон с %кон с
0,92 0,975 5,9 0,916 13,3 0,825 38 0,68
3,01 0,954 9,4 0,976 20 0,775
Температуры /н и -Оз взяты по таблицам ров М. П. Вукаловича. насыщенных водяных па-
|ДГ = 158—66,4=91,6° С.
Таблица 2-10
Повышение точки кипения водного раствора КОН Дн °C
,%кон Ах %кон %кон Ах %кон
4,49 1 25,65 10 60,41 80 78,95 • 180
8,51 2 31,97 15 64,91 100 81,63 200
11,97 3 36,51 20 68,73 120
14,82 4 40,23 25 72,46 140
17,01 5 48,05 40 75,76 160
20,88 7 54,89 60 —
Потери общей разности температур определяем как сумму потерь
от гидростатического эффекта, депрессионных физико-химических по-
терь и гидравлических потерь в трубопроводах.
Потери от гидростатического эффекта
^2 == ^К.С.В ' ^К.В»
где ^к.с.в — температура кипения воды при давлении рвт+Дрг=Рс;
/к.в — температура кипения воды при давлении рВт; Рвт — давление вто-
Таблица 2-11
Интегральная теплота растворения q%,
ккал!кг, твердого КОН при 25* С
%КОН Ч %КОН Ч
1,6 234 23,7 225
3 232 28 221
5,9 231 34 213
13,4 230 38,3 206
17,1 229 43,7 195
51 175
109
ричного пара над раствором; Дрг— гидростатическое давление раствора
у середины греющих труб.
Определяем Дрг:
А „ Лу
10000 ’
где Л = йи8б4“'у"; р — плотность раствора; h — расстояние от верхнего
уровня раствора до середины греющих труб; /гИзб — расстояние от верх-
него уровня раствора до трубной доски; Лтр — высота греющих труб.
Принимаем Лтр=5 м\ йи3б = 0,25 м\
Л=0,25+4-=2,75 м.
£
Плотности раствора найдены по графику рис. 2-9 в зависимости от
концентрации раствора КОН:
Yi=l 122 кг{м9; у2=1 184 кг/л/8; ys=1377 кг/м3}
в 1-м корпусе
л I 2,75-1 122 попп
—10 000 ~ Ю 000 0,309 апт,
во 2-м корпусе
Л и 'hft _____ 2,75-1 184 _л
д^« ibooo юооо 0,326 ат,
в 3-м корпусе
* Ш йу» 2,75-1 377 n O_Q
ДЛ — юооо Гоооб — 0,378 ат.
Предварительно принимаем давление по корпусам, исходя из оди-
наковых перепадов давлений пара для каждого корпуса, равных:
А 6 — 0,272 .
Дрп =---------=1,91 ат.
Давление вторичного пара:
в 1-м корпусе
р^ = р — Д/7П = 6—1,91=4,09 апт,
во 2-м корпусе
ри = р1 —Д/7п = 4,09—1,91=2,18 ат.
Т ВТ
в 3-м корпусе
in = п _ д = 2,18 _ 1,91 = о,272 ат.
J вт j вт
Давление растворов у середины греющих труб:
/7С1 = /?*-}-Д/? = 4,09 4-0,309 = 4,40 ат\
рс2 = рпвт дрп = 2,18 4- 0,326 = 2,51 ат\
ра = р'пвт + Д/?п = 0,272 + 0,378 = 0,65 ат.
Потери общей разности температур от гидростатического эффекта1:
Д’ = — 4.В1 =146,4- 143,8 = 2,6° С;
4'=<в.о.й- 4.вв= 126,8 - 122,4 = 4,4° С;
Д'" = «..«.в, - 4.»з=87,5 - 66,4 = 21,1° С.
1 Потери от гидростатического эффекта в 3-м корпусе, подсчитанные для стати-
ческих условий, получились сильно завышенными. По данным последних исследований
эти потери в 3—4 раза меньше вычисленных в данной работе, так как здесь имеют
место условия не гидростатические, а гидродинамические.
НО t
Таблица 2-12 Значения коэффициента К, в приближенной формуле Тищенко
4, °C К t, °C К t,°C К t, °C К t, °C К t, °C К
35 0,6370 55 0,7364 75 0,8643 95 0,9677 НО 1 0674 125 1,1757
40 0,6609 60 0,7628 80 0,8755 100 1,00 115 1,1025 130 1,2135
45 0,6854 65 0,7899 85 0,9057 105 1,0333 120 1,1384 135 1,2525
50 0,7106 70 0,8177 90 0,9362
Общие потери за счет гидростатического эффекта
^Д, = Д‘4-Д^ = Д“ =2,64-4,44-21,1 =28,1°С.
Депрессионные потери общей разности температур по корпусам
определяем предварительно по табл. 2-10 или по рис. 2-10. К найден-
ному значению нормальной температурной депрессии вводим поправки
на давление по упрощенней формуле Тищенко Ai=?lWC Значение #=
=f(t) определяем по табл. 2-12. ,
Д[ = Aj Я = 3,5-1,34=4,7°С для /', = 13,2%;
д[‘=д'1Л’ = 6,1-1,23 = 7,5°С для />,= 19,6%;
д[п = дП'д- = 22,2-0,94 = 21°С для />, = 38%.
Общие потери за счет депрессии
£ = д; 4- д;14- Д]п = 4,7 4- 7,5 4- 21,0 = 33,2° С.
В выпарных установках гидравлические потери при прохождении
пара из парового пространства предыдущего корпуса в греющую ка-
меру последующего составляют 1,0—1,5° С. Принимаем
Д? = д” == д! == 1 0° С.
ООО
Общие гидравлические потери
£д3 = 3°С.
Полезная разность температур для всей установки
ДГ = ДГ — (£Д.+Р‘4-1» = 91,6 — (33,2 4- 28,1 4- 3) = 27,3° С.
Распределение полезной разности температур производим, исходя
из условия равных поверхностей нагрева, по соотношению
Qn ki
Qi kn
где Д/ — полезная разность температур для корпуса п; kn — коэффи-
циент теплопередачи от греющего пара к кипящему раствору для кор-
пуса n; Qn — количество тепла, передаваемое через греющую поверх-
ность.
Предварительно принимаем Qn равным для всех корпусов
QI = QII =Qni
и задаемся соотношением
ki: ku : Лш= 1 :0,7: 0,4 (предварительно взято из практических
111
данных):
для 1-го корпуса
л/ __л/________Qi/ki_____________27,3____.__5 С•
Д/г — Ы Q Q1 q — 1 1 —5.5 С,
kx 0,7ki "г 0,4&1 + 0,7‘’“0,4
для 2-го корпуса
д/ —д/__________Qi/QJki
2“ AgQt , Qt Qt
ki 0.7&! 0,4&j
для 3-го корпуса
Д/ —д^__________Q1/0,4fe1___
Д4 —^Qi Qt Qt
ki 0,7ki 0,46,
—j-r-------=7,9° С;
'^~ГТ~А J
i27'3, .---= 13,8° С.
Гт+лЧ )
Температура кипения раствора у верхнего уровня и у середины грею-
щих труб в 1-м корпусе:
4ci=— Д4 = 158 — 5,5 = 152,5° С;
4i = 4ci — Ы" = 152,5 — 2,6 == 149,9° С.
Температура вторичного пара в 1-м корпусе
», = ta — Д{ = 149,9 — 4,7 =145,2° С.
Температура греющего пара во 2-м корпусе
— Д* = 145,2 — 1 = 144,2° С.
Температура кипения раствора у середины греющих труб во 2-м кор-
пусе
4.С2 = — Д4 = 144,2 — 7,9 = 136,3° С.
Температура кипения раствора у верхнего уровня во 2-м корпусе
42 = 4 С2 — Ап = 136,3 — 4,4 = 131,9° С.
Температура вторичного пара во 2-м корпусе
&2=/к2 — д” =131,9 — 7,5 =124,4° С.
Температура греющего пара в 3-м корпусе
0'2 = &2 — Дп = 124,4 — 1 = 123,4° С.
3
Температура кипения раствора у середины греющих труб и у верхнего
уровня в 3-м корпусе:
4 С8 = &'2 — Д/3 = 123,4 — 13,8 = 109,6° С;
4з = 4,сз — Д2П = Ю9,6 — 21,1= 88,5° С.
Температура вторичного пара в 3-м корпусе
&3 = /кз — д;п = 88,5 — 21,1= 67,5° С.
По температурам паров находим в таблицах М. П. Вукаловича
давления и энтальпии паров и конденсата, а по концентрациям раство-
ров определяем теплоемкости и интегральные теплоты растворения
(^ерем из графиков), полученные данные сводим в табл. 2-13.
Расход пара на 3-й корпус выпарной установки
D —k(w ia~~Снз/нз | G Свэ4-сз~Снз4з4-0»01М^п \
\ 1гз — тз — т» ] ’
112
Таблица 2-13
Параметры раствора и пара по корпусам выпарной установки
при расчете в первом приближении (к примеру 2-2)
Наименование параметров Корпус
I п III
Концентрация раствора хх 13,2 19,6 38
Полезная разность температур Д/, "С 5,5 7,9 13,8
Температура греющего пара ts, 0'2, "С . . . Температура кипения раствора у середины грею- 158 144,2 123,4
щих труб /к>с, "С 152,5 136,3 109,6
Гидростатические потери Д2, "С Температура кипения раствора у верхнего уровня 2,6 4,4 21,1
°C Депрессионные потери Дх, "С, 149,9 131,9 88,5
4,7 7,5 21,0
Температура вторичного пара &, "С 145,2 124,4 67,5
л Гидравлические потери в трубопроводах Д8 ... 1 1 1
Давление греющего пара р, ат ......... 6 4,09 2,18
Энтальпия греющего пара i', ккал/кг 658,3 654,08 647,2
Энтальпия конденсата т, ккал[кг 159,3 144,5 122,4
Давление вторичного пара рвт, ат ....... Энтальпия вторичного пара ккал/кг . ... . Теплоемкость раствора с, ккал/кг-град . ... , 4,26 2,58 0,285
654,6 647,9 626,3
0,825 0,775 0,68
Интегральная теплота растворения &qR +0,4 -|- 1 +22
в этом уравнении \k— коэффициент, учитывающий потери тепла аппа-
ратом в окружающую среду; снз, Скз—теплоемкости раствора при на-
чальной и конечной концентрации <в аппарате (по табл. 2-13); /нз, ^к.сз—
температура раствора, поступающего в аппарат, и температура раство-
ра в аппарате (по табл. 2-13); Дд™— разность интегральных теплот
растворения КОН между концентрациями &3=38°/о и Z>2=|19,6%
(рис. 2-9 и табл. 2-11).
fп лоо 626,3 — 0,775*136,3
£>,= 1,03 (|3,433 ----647,2— 122,4-----
. 0,68*109,6 — 0,775* 136,3'+0,01*38,22 оосп ,
+3 700 -------------647,2-122,4 --------------= 3360
GK = GH — 14 000— 10300 = 3700 кг/ч.
Количество тепла, передаваемое через поверхность нагрева 3-го корпуса
Qa = D3 (i'a — т'3) = 3 360 (647,2 — 122,4) = 1 760 000 KKCUiji.
Коэффициент теплопередачи от конденсирующегося в 3-м корпусе пара
к кипящему раствору
ka = —j--------------j—, ккал]м2 • ч, • °C,
где а’11 — коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стен-
кам труб в греющей камере 3-го корпуса. Значение а”1 колеблется в пре-
делах 7 000—15 000 ккал!м?-ч-град, для всех корпусов принимаем его
равным 10 000 ккал]м2-Ч'град-, дп— средняя толщина слоя накипи на
греющих трубах, принимаем равной 0,0005 м; Хн=2 ккал!м- ч* град —
коэффициент теплопроводности накипи; бт=0,003;и—толщина стенок
греющих труб; Хт =39 ккал/м • ч • град — теплопроводность трубок
(сталь марки Ст. 3).
8—1243 113
Определим а*11 по формуле Л. С. Стермана:
„III 1 О „0,4 0,73
а = 1 ,9/7 а
2 'втЗ^З
Принимаем удельную тепловую нагрузку 3-го корпуса 7з=
—8 500 ккал/яР-Ч’, тогда
а”1 = 1,9.0.2850’4 - 8 500°-73 = 834 ккал/м2- ч • град.
Коэффициент теплопередачи от .пара, конденсирующегося в 3-м
корпусе, к кипящему раствору
। о,ооо5 оТбоз i 616 ккал/м* • ч • град.
10 000 + 39"+834
Проверяем принятую удельную тепловую нагрузку:
q3 = kskt3 = 616-13,8 as 8500 ккал/мР• ч,
что совпадает с заданной.
Ориентировочная поверхность нагрева 3-го корпуса
р Qs 1 760 000 9П7
Fs~~ k3M3 616-13,8 207 м ’
Количество воды, выпариваемое во 2-м корпусе:
W2 = D3 = 3 360 кг/ч.
Количество раствора, перетекающего из 2-го корпуса в 3-й:
6К2 = 6кз + Г3 = 37004-3433 = 7 133 кг/ч.
Расход пара во 2-м корпусе
£>,=1,03 (W, гУ^^-4. Ои
\ I 2-- *^2 7 2 -“®2 /
— 1 nq/QQm 647,9-0,825-152,5 ,
654,08 — 144,5 *"
। - 0,775-136,3 — 0,825-152,5 4-0,01 -19,6-1,0 \ о о_л .
+7 133-------------654.08- 144 5-----------J=3270KZ/«.
Количество тепла, передаваемое через поверхность нагрева 2-го
корпуса:
СЪ=Фъ(12 — i:a) = 3270(654,08 — 144,5)= 1 665000 ккал/ч.
Коэффициент теплоотдачи от стенок греющих труб к кипящему
раствору определяется по эмпирической формуле
ап= 11,3/20,4/у0-548.
2 ’ Г BJ2 ’
Принимаем удельную тепловую нагрузку q% во 2-м корпусе равной
8 700 ккал/м2 • ч, тогда
а“ = 11,3-2,58°’4-8700°’548=2320 ккал/м*-ч-град.
Коэффициент теплопередачи от конденсирующегося во 2-м корпу-
се пара к кипящему раствору
k-----------!_________—
2“JL+^.+A.+J_
—Т—о.оооГо.Ооз-—= [ 105 ккал^-ч-град.
10 000 + 2 + 39 + 2 320
114
Проверяем принятую удельную тепловую нагрузку
qtz=k2Mt— 1 105-7,9 = 8720 ккал)м*-ч.
Ориентировочная поверхность нагрева второго корпуса
р_____________________& 1 655000
2“ /г2Л^ср2“1 105-7,9 М •
Количество воды, выпариваемой в 1-м корпусе:
^=1)2 = 3270 кг[ч.
Количество раствора, перетекающего из 1-го корпуса во 2-й:
GK1 = 6К2 + IF2 = 7 133 -j- 3 360 = 10 493 кг/ч.
Расход пара в 1-м корпусе
D,= 1,03 (+оя + °-01г,-МЛ
у i'i *4 11 — J
= 1,03 (32706546~°38^9^2-5 4-10493Х
4Z 0,825.152,5 - 0,865-152,5 + 0,01.13,2-0,4 \ Q .
1-м
zx 658,3—159,3 J
Количество тепла, передаваемого через поверхность нагрева 1-го кор-
пуса:
Qt = Dt (i't — тг) = 3 440 (658,3 — 159,3) = 1 715 000 ккал(ч.
Коэффициент теплоотдачи от стенок греющих труб к кипящему
раствору
а[ = 97,7/Л V’373 = 97,7-4,260’48000°>373 = 5000 ккал^м2-ч-град.
Принимаем д=8 000 ккал/кг.
Коэффициент теплопередачи от пара, конденсирующегося в
корпусе, к кипящему раствору
fej == —। n qoo5 о,ооз 1 ~1 480 ккал]л?• ч • град.
10 000 2 5 39-*’ 500
Проверяем принятую удельную тепловую нагрузку:
— kiM1 = 1 480 • 5,5 = 8 120 ккал)кг.
Ориентировочная поверхность нагрева 1-го корпуса
р Qi______________________1 715 000 n I q 2
1480-5,5
Произведем перерасчет количества воды, выпариваемой по
пусам:
в 1-м корпусе
кор-
№', = 10300-^1^=3340 кг/ч;
во 2-м корпусе
в 3-м корпусе
W',= 10 300-j|^5-= 3440 кг/ч;
W',= 10 300.1^=3 520 кг/ч.
В результате расчета в первом приближении получаем:
Л=210л<2; Г2=192л2; Г8 = 207лЛ
8»
115
G^bs.
GEbs
Для получения более точного значения поверхностей нагрева про-
изведем расчет во втором приближении.
Концентрации растворов'
в 1-м корпусе
h GJfa 14 000» 10____________«п Ю/»
Gv — 14000 — 3340 ~~ 10,1 /о’
во 2-м корпусе
I. _____G-ska___________14 000» 10_____IQ 40/ •
"к2 GH — W, — Ws 14 000 — 3 340 — 3 440“ 1 ’ /0’
в 3-м корпусе
&кз = GH — IF, —V2 — IFS ~ 38°^°*
Общая разность температур
дгобш=91,8°с.
Гидростатические давления растворов у середины греющих труб:
йу, 2,75.1121 пола
ю ооо — ю ооо —0.309 ат;
D ______ — 2,75.1 184 _Q 09g ат.
РгП —10000 “ ЮООО “U,ozy ’
__ лУв _ 2,75-1 377
Ргш юооо юооо —и,&оат.
Плотности у взяты при новых концентрациях растворов по кор-
пусам.
Давления вторичных паров по корпусам:
в 1-м корпусе
р1 =4,09 ат;
во 2-м корпусе
рп = 2,18 ат;
в 3-м корпусе
рП1= 0,272 ат.
Г ВТ
Давления растворов у середины греющих труб:
ра = р1^ -j- Рп=4,09 0,309 = 4,399 ат;
рс2 = -j- Рп = 2,18 4- 0,329 = 2,509 am;
pcs = 4- pvz = 0,272 4- 0,38 = 0,652 am.
Потери общей разности температур от гидростатического эффекта:
Д’=4.0 В. — 4.И = 146,3 — 143,72 = 2,60° С;
Д"=— 4.В, = 126,8 — 122,25 = 4,6° С;
Д’н = 4.О.В, — 4.., = 87,5 - 66,4 = 21,1° С.
Общие потери за счет гидростатического эффекта
2 Д. = д’ + Д’1 + Д’”=2,6+4,6+21,1 = 28,3° С.
Депрессионные потери по корпусам определяем, как и в предва-
рительном расчете, по табл. 2-10 и графику на рис. 2-10 с поправкой на
116
давление по формуле Тищенко Ai=(A0K, где K=f(p) определяется по
табл. 2-12:
i' = 4,6°C для{>! = 13,1’/(|КОН; ду=7,5°С для Ьг= 19,4»/0КОН;
Д”1=21,0°С для Ь„ = 38%КОН.
Общие депрессионные потери
£ ^ = Д^ +Д“ +Д*п=4,6 + 7,5 + 21,0 = 33,1°С.
Общие гидравлические потери
£д,=з°с.
Полезная разность температур для всей установки
Д< = ДГ - Д, 4-£ Д„ + £ Д,) = 91,8 - (28,3 + 33,1 + 3) = 27,4° С.
Полезная разность температур для 1-го корпуса
1 715 000
. OJk. 1480
Д/, --Д/_____1 9.7 4 ' К ЙО С'
Qi . Q2 , Qs ’ 1 715 000 1 665 000 1 760000 —О,б С.
ki k2 + k3 1 480 ' 1 105 + 616
Полезная разность температур для 2-го корпуса
1 665 000
д/ = г- оу д____________1105____________= 7 7° с
Q1.Q2.Q3 ' 1 715(000 1 665 000 1 760 000
k2 + k3 1 480 + 1 105 + 616
Полезная разность температур для 3-го корпуса
Q, 1760000
k3 616
Д/ — л/_________________97 4____________________________— 140 С
3 Qi. Q2.Q3 — ’1 715 000 1 665000 1 760 000 w
+ k2 + k3 1 480 + Л 105 + 616
Вычисляем температуры растворов и паров. Температура кипения рас-
твора у середины греющих труб в 1-м корпусе
tK ,С1 = 158 — Д/i == 158 — 5,8 = 152,2° С.
Температура кипения раствора у верхнего уровня в 1-м корпусе
t„ = k.ci — Д1 = 152,2 — 2,6 = 149,6° С.
Температура вторичного пара в 1-м корпусе
= tK1 — Д! = 149,6 — 4,6 = 145° С.
Температура греющего пара во 2-м корпусе
8^ = ^— Д1= 145— 1 = 144° С.
3
Температура кипения раствора у середины греющих труб во 2-м кор-
пусе
4.с?|= — Д^2 = 144 — 7,7 = 136,3° С?
Температура кипения раствора у верхнего уровня во 2-м корпусе
tK2 = 4.С2 — Дп = 136,3 — 4,6 = 131,7° С.
117
Температура вторичного пара во 2-м корпусе
аа = /ка — д” 131,7 — 7,5 = 124,2° С.
Температура греющего пара в 3-м корпусе
&'а=&2 —Д” = 124,2— 1 = 123,2° С.
Температура кипения раствора у середины греющих труб в 3-м кор-
пусе
/к сз == &'а — д/3 = 123,2 — 14,0 = 109,2° С.
Температура кипения раствора у верхнего уровня в 3-м корпусе
= 4 « — Д‘п = 109,2—,21,1 = 88,1° С.
Температура вторичного пара в 3-м корпусе
— д'" = 88,1 — 21 =67,1° С.
Полученные данные сводим в табл. 2-14.
Таблица 2-14-
Параметры раствора и пара по корпусам выпарной установки
при расчете во втором приближении (к примеру 2-2)
Наименование параметров Корпуса
I П III
Концентрация раствора хк 13,1 19,4 38
Температура греющего пара fH, tHj, &'2, °C ... 158 < 144 123,2
Полезная разность температур Д/, °C Температура кипения раствора у середины грею- 5,8 7,7 14
щих труб °C 152,2 136,3 109,2
Гидростатические потери Д2, °C Температура кипения раствора у верхнего уровня 2,6 4,6 21,1
tx, °C Депрессионные потери Дх, °C 149,6 131,7 88,1
4,6 7,5 21,0-
Температура вторичного пара §, °C 145,0 124,2 67,1
Гидравлические потери в трубопроводах Д3, ®С . . 1 1 1
Давление греющего пара р, ат ......... 6 4,08 2,27
Энтальпия греющего пара i', ккал/кг 658,2 654,2 647,6
Энтальпия конденсата т, ккал/кг 159,3 144,8 123,6
Давление вторичного пара рвт, ат . .' 4,24 2,31 0,28
Энтальпия вторичного пара t", ккал/кг 654,5 647,9 626,1
Теплоемкость раствора с, ккал/кг-град . ... . 0,82 0,78 0,68-
Интегральная теплота растворения ...... 4-0,5 “4” 1 4-22,0
Расход пара в 3-м корпусе
3
ir,3---Снз^нз
i's — TS
f-G
— Окз^нз "4~ 0,01ХкД<7» \
1 no ГОЛ626,1 -0,78-136,3
= 1,03 [ 3 520 —д
’ I 647,6—123,6
i о7ПП 0,68-109,2 - 0,78-136,30,01-38-22 X
П-O'W 647,6 — 123,6 )
Количество тепла, передаваемое через поверхность 3-го корпуса
Q3 = Da (i'3 — т3) = 3 400 (647,6 — 123,6) = 1 780 000 ккал[ч.
Коэффициент теплоотдачи. Принимаем удельную тепловую нагрузку
<73 = 8400 ккал/м2-ч'.
= 1,9/Л* <7°-” = 1,9-0,28°-4-840Э0-’3 =866 ккал)мЧ-град.
118
Коэффициент теплопередачи
&з = —j-----ода/ оТобз-----j—==635 ккал/м2-ч-град.
10 000 2 1 39 *~866
Проверяем принятую удельную тепловую нагрузку
q3 = k3bi3 — 635-14 = 8400 ккал/м2-ч.
Ориентировочная поверхность нагрева 3-го корпуса
р — Q»_______1 780 ООО_non м2
3 ““ 635-14 —2ии м -
Количество воды, выпариваемой во 2-м корпусе:
Г2 = П3 = 3400 кг/ч.
Количество раствора, перетекающего из 2-го корпуса в 3-й:
Ска = 6м + 1Г8 = 3700 + 3520 = 7220 кг/ч.
Расход пара во 2-м корпусе
D2= 1,03 (V, ~f”'"5 +
\ I 2 2 ^2 *^2
— 1 т/чдпо647-9 - 0’82-152’2.!.
= 1,03^3400 654,2— 144,8 +
+7220о.тзлзб.з-о^^+о.омбл ч=3370
Количество тепла, передаваемое через поверхность нагрева 2-го кор-
пуса:
Qa =/)2 (f2 — т2)=3 370 (654,2 — 144,8)== 1 720000 ккал/ч.
Коэффициент теплоотдачи
о?1 = 111,3/Л4<Л848 = 11,3- 2,310 4 • 8 700°-548 = 2 220 ккал/м2 • ч • град.
Коэффициент теплопередачи^
&2 = j 0,0005 о.ооз i ~ 1139 ккал/м*• ч• град.
10000 2 ~39“+ 2200
Проверяем удельную тепловую нагрузку:
qz = &аД£сра =1 139 -7,7 = 8 750 ккал/м2• ч.
Поверхность нагрева 2-го корпуса
р ____ Qa____1 720 000 _107 «г
rn — k2bt2 — 1 139-7,7““ м *
Количество воды, выпариваемой в 1-м корпусе:
№1==£)2 = 3370л:гД.
^Количество раствора, перетекающего из 1-го корпуса во 2-й:
GK1 = (jK2-j-IT2 = 7 220-{-3440= 10 660 кг/ч.
119
Расход пара в 1-м корпусе
/ пу l"i chi^hi । „ Gci^s.ci — Chichi
Dt == 1,03 —г GK1-----------
^1,03 <3 370 654;5"°'8^1Г'2
I 658,2— 159,3
। 0,82-152,2 —0,865-152,2+ 0,01.13-0,5
+ 10660 -------------658,2-159,3----------
Количество тепла, передаваемое через поверхность нагрева 1-го кор-
пуса:
Qt = Dt (i\ — тг) = 3 470 (658,2 — 159,3) = 1 730 000 ккал/ч.
Коэффициент теплоотдачи, если принять удельную тепловую нагруз-
ку 7 = 8900 ккал/кг,
J = 97,7/Л* 7°’873 = 97,7-2,31 °-4• 89000-373 = 4450 ккал/м*-ч-град.
Коэффициент теплопередачи
*=—1 о,coos' 0,003 , 1 =1535ккал/м‘-ч-град.
10000 + 2 + 39 ‘4 450
Поверхность нагрева 1-го корпуса
Qi ____ 1 730 000 — 1 о к м2
MG “ 1535-5,8 lifOM
Средняя поверхность нагрева
Л+^ + ^з 200+ 197 + 195 Q
* ср~----g-----““1 " ~ 2-----1 у / м .
По табл. 2-16 принимаем поверхность нагрева Г==200лг2; диаметр
корпуса аппарата DBH=1000 мм. Число труб в греющей камере
F 200
П = -7-Г = п рог Е — 364 шт.,
•ка.^1 л-0,035-5
где dCp — средний диаметр трубок; I — длина трубки.
Произведем расчет штуцеров выпарного аппарата. Диаметр шту-
цера определим по формуле
Г ЭТ1Ю
где V=G/3 600y — объемный расход теплоносителя, м3/сек; G — массо-
вый расход теплоносителя, кг/ч; у — плотность пара, кг/м2; w — скорость,
пара, м/сек.
Расчеты сводим в табл. '2-15.
Таблица 2-15-
Таблица расчета штуцеров выпарной установки
Наименование штуцера Расход пара, кг/ч Давление пара, ат Плотность, кг/ма Секундный расход, м*/сек Ско- рость, пара, м/сек Диаметр, мм
расчет- ный при- нятый
Вход греющего пара Выход вторичного 3 433 6 3,11 0,31 20 140 150
пара 3433 4,24 2,243 0,425 20 164 180
Выход конденсата . . 3 433 — 1 000 0,955-10-® 1 35 50
Вход раствора .... Выход упаренного ра- 1 400 — 1 121 0,345-10-2 1 66 70
створа 10 660 — 1 184 0,25-10-2 0,5 79 80
120
Произведем расчет выпарного аппарата на прочность. Толщина
стенок цилиндрической обечайки греющей камеры
о ____ pDB । __ 6*100 । q л г-„
Огр.к 2,ЗаДопТ— р*~С— 2,3*1200*0,8 — 6 ”rU’d = У,О7 СМ.
Принимаем 5 =il0 мм.
Здесь давление греющего пара р=1б ат, DB—внутренний диаметр
аппарата, см; сгдоп — номинальное допускаемое напряжение; по
табл. 1-14 для стали марки Ст. 3 при /=158° С кт'доп= 1 340 кгс/см2'.
°доп = °7доп7! = 1 340*0,9= 1 200 кгс/см2,
где ц для обогреваемых сварных обечаек с укрепленными отверстия-
ми принимаем равным 0,9; —коэффициент для стыкового шва, вы-
полняемого автоматической сваркой.
Толщина стенок цилиндрической обечайки сепаратора
О _____ pDB I _________ 4,3*120 л л СХ
2,ЗаДоПу— X С 2,3*1 200*0,8—4,3 «"U’4— 0,63 СМ.
Принимаем Sc^lO мм.
Толщина верхней эллиптической крышки сепаратора |[Л. 40]
с ,___ pDs DB t /•>_______ 4,3*120 120 । л л леи с
^э.к.с Аге^ — р 277"ГС 4*0,8*1200 — 4,3 * 2^45"Т"0’4—^,611 СМ 6 ММ.
Принимаем Sa к с = 10 мм.
Здесь z — коэффициент, учитывающий ослабление днищ, вызываемое
отверстием, Н — высота днища, см.
Толщина крышки корпуса
с —___________________6* 10°_______1_л д__0 RQ см
°э.к.гр.к (4.0,8* 1 200 — 6)2*30 * U’^ и,ОУ СМ'
'Принимаем »5э.к.гр.к—10 мм.
Толщина конического днища сепаратора. Коническое днище на-
ходится под смешанным давлением вторичного пара и столба жидко-
сти при р=4,3 ат; у=1121 кг/м2:
ИЭ№ = у-— о ООП21 = 3 860 СМ. Ст- ЖИДКОСТИ*
Общее приведенное давление в сепараторе при h=960 mm=QQcm,
H = h-\-haKB = 963860 = 3956 см. ст. жидкости.
Тогда
о ______ pDBH _L./°______0,001121*120*3 956 , g _Г) RRA
^к.дн.с — 2axonT cos ф "•Ь — 2.1 200*0,8 COS 30е U,0DD СМ‘
Принимаем «$к.Дн.с=10 мм.
Произведем проверку необходимости крепления вырезов под
патрубки.
Определяем максимальный допустимый диаметр неукрепленного
отверстия в греющей камере
^пред = 8,1 /PB(S-Q(1—К) =
=8,1/100(1,0 —0,4) (1 — 0,415) = 262 мм;
К —_____________________—___________6*100__________0 415
Л — [2,3('ЯоВ-р)] [S-C1 [2,3(1 200 — 6)](1,0 — 0,4) —
Вырез в греющей камере диаметром d=400 мм нужно укрепить.
121
Определяем 'максимально допустимый диаметр неукрепленного от-
верстия в сепараторе
„рРв 4,3.120
“ (2,ЗаДоП — p)(S — С) ~~ (2,3-1 200 —4,3) (1—0,4) —0,358;
^пред = 81 У 120(1 — 0,4)(1 —0,358)= 29 см = 290 мм.
Определяем площадь укрепления выреза для патрубка диаметром
400 мм кольцом толщиной дк=12 мм:
»
FyKP = М + + 2а* = 12 • 400 + 10 • 400 2 • 70* « 9 000 мм*.
Площадь отверстия выреза
Л™ = Д (2d — 50) = Д (2 • 400 — 50) == 8 330 мм‘~,
О у <7 U , У
^укр ^отв-
Произведем расчет трубчатки греющей камеры выпарного аппа-
рата. Осевое усилие, растягивающее кожух и трубки греющей камеры,
и радиальное усилие, возникающее от давления внутри аппарата
Р' = 0,785 (D2 — nd2s) рк 4- 0,785/гф = *
=0,785 (100а — 365 • 22 3002) 6 + 0,785 - 365 • 4,3 • 3,32 = 34 600 кгс.
Здесь рк — давление на входе в греющую камеру; рв — давление на
выходе из греющей камеры; dB и — соответственно внутренний и на-
ружный диаметры трубок; п — количество трубок.
Площадь сечения стенок труб
=0,785л (<£ — = 0,785 • 365 (3,82 — 3,32) = 1 030 см*.
Площадь сечения кожуха греющей камеры
Гк=0,785(£)2~ D2) = 0,785 (1002 —982) = 314 см*.
Доля общего осевого усилия, приходящегося на корпус греющей ка-
меры,
р, P'F^ 34-600-314
Г 8 + FzE*— 1 030 + 314 1U '
ЕК=Е^ так как трубки и корпус стальные.
Доля общего осевого усилия, приходящегося на трубки греющей
камеры,
_ 34-600.1030
т FTET+ РКЕЯ 1030 4- 314 кес.
Осевые напряжения в трубках и в кожухе греющей камеры, воз-
никающие от давления среды и растягивающие трубки:
у —у —Р' —.34 600_______96 кгс!см2
т ° к + FK 1 030 + 314 —20 кгс/см .
Осевые напряжения, возникающие под влиянием разности температур»
,, МаЕ^Е 8-1,2-10-®.314.2,1.10»
’ FK+FT —' 1030 + 314
Осевые напряжения,, возникающие под влиянием разности температур
„ __ MaF^E _8-1,2-10-».1 030.2,1.10®
6 8 Лс + Лг 314+1030
154 кгс/см*.
122
Осевые усилия, возникающие в кожухе греющей камеры и в трубках,
р„ р„ MoF.F'E 8.1,2.10-м 030.314.2,1.10+« лодпп™
F Г ^—F.+ F,-------------314 + 1 030 =4»WU/<W.
Полные осевые усилия, возникающие в трубках,
Рт = р\ р\ = 2G 500 — 48 400 = — 21 900 кгс.
Полные осевые усилия, возникающие в кожухе греющей камеры,
Рк=р\ 4- 7»'к = 8 100 4- 48 400 = 56 500 кгс.
Полные осевые напряжения, возникающие в трубках
ок=о'к 4" о'к=26 — 47 = — 21 кгс[см\
Полные осевые напряжения, возникающие в кожухе греющей камеры,
ат = Ут 4" °"т = 26 4-154 = 180 кгсfсм2.
Толщина трубных плит
P^Zj I
J' ° доп2"а °в^б24
Здесь =^|=1,16; зная определяем г2=1,6 из графика
JJI.36, стр. 366 рис. 8-11];
°доп= 1 050 кгс!см2', z3= 11,6;
М=^Чй=И« г.= Ю;
•усилие затяга болтов
jtD? q 14.1042
Рб = 1,3 Р1 = 1,3 ^Y^-4,3 = 47 500 кгс-,
Dq — диаметр болтов; Dr— средний диаметр прокладки; Do — диаметр
окружности крайнего ряда трубок;
__56500.1,6 9-47 500-1,075*/112 —~ 104)~__о о
S V 1Ю50.11.6'’ 1050.112710 6,6 СМ.
Принимаем s = 4Q мм.
Минимально необходимая толщина трубной плиты из условий на-
дежности развальцовки
^мин= -^-[-5мм =-^-4" 5 ~ Ю мм.
Следовательно, толщина трубной доски из условий развальцовки
будет достаточной.
Произведем проверку полученной толщины трубной плиты на из-
гиб ромбического участка
° ~ / Р dn\f h / 3,8\/ 4 у =6,3 кгс] см2,
3,6 (l-о,7-т (-j-A 3,6 (1-0,7
что вполне допустимо.
На рис. 2-11 дан образец конструктивного чертежа спроектиро-
ванного выпарного аппарата
Расчет барометрического конденсатора.
Определяем конечную температуру охлаждающей воды при дав-
лении в конденсаторе р=0,272 ат, 1в=€>6,4°С и удельном объеме пара,
цп=5,9 м?]кг. Температура охлаждающей воды f2=8°С (по заданию).
123
Вид A
18
11
Ю
9
14
13
1?
н
17
30°
1300
01000
фчоо
М27
1500
5 5 4 3 2 1
038*3
ЗЭботв
19 20 21 22 23 25
§
Рис. 2-11. Конструктивный чертеж выпарного аппарата.
1000
SI
28
29
30
'31
32
01000*10
01000
01120
01200
ш
038*3
M27
-33
34
35
Назначение штриера Условный проход
Вход греющего пара 150
Выход вторичного пара 180
Выход конденсата 50
Вход раствора 70
Выход упаренного раствора 100
35 шайба пружинная 108 65Г
34 гайка М27 108 Ст.З
33 болт М27 108 Ст.З
32 трубациркуляидонная 0 400 1 Ст.З
31 коническая накладка ~Г Ст.З
30 коническое днище 1 Ст.З 159
29 опора сепаратора 4 Ст.З 10,2
28 щтурерР01рр 1 Ст.З
27 смотрбвое окно &120° 2
26 крышка сепаршбра 1 Ст.З 160,2
25 отбойник'.вёДхний. 1 Ст.З
24 штцЦерифудО. 1 Ст.З
23 отбойник нОЗШйй 1 Ст.З
22 рланеи, 011200 2 Ст.З 65,9
21 ворон к а с'отводной тр. 1 Ст 3
"2$ обечайка 01200,1=1840 1 Ст.З 550
19 труба 0400 2 Ст.З
18 крышка 1 Ст.З
17 прокладка 3 Паронит 146,5
7Г подвески 12 Ст.З
15 направляющий лист 1 Ст.З
14 щтуаер 0 150 1 Ст.З
13 опора теплообменника 4 Ст.З 13,2
12 укрепляющая накладки 2 Ст.З
11 обечайка 01000,1=5000 1 Ст.З 1100
10 I о. Ss Оо X Со <. 1 396 Ст.10
9 трубная решетка 2 Ст 3 91,4
в (рланеи, 01000 4 Ст 3 52,7
7 обечайка 01000,1=600 1 Ст,3 135
6 штуцер 0 70 1 Ст.З
5 днище 1 Ст.З 143,2
4 патрубок 0 400 2 Ст.З
3 срланеи 0 400 1 Ст.З 11,7
2 штууер 0 50 1 Ст.З
~Т колено 0 400 1 Ст 3
№ Наименование Кол Материал вес Примеч
Выпарная 3-корпусная установка
Katpedpa. СТу
Должность Ф.ИО Подпись Дата
Консультант
Студент
выпарной
аппарат
М 1.20
МЭИ
Температура выходящей охлаждающей воды меньше /н на 6 =
= 1—3°С; вследствие несовершенства теплопередачи принимаем 6=
=3°С, тогда
= ^ — Ъ = 66,4 — 3 = 63,4° С.
Кратность охлаждения составляет
w = -^-= = 10,2 кг!кг.
Часовой (расход охлаждающей воды при количестве конденсируе-
мого пара после 3-го корпуса £>=3700 кг/ч составляет:
№=£>772 = 3700.10,2 = 37400 кг/ч или 37,4
Диаметр конденсатора при скорости в конденсаторе w, равной
15 м/сек:
dK =0,0188 У ^-=0,0188 ]/ 37С^'5,9 =0,76 м.
Принимаем JK==|800 мм (см. табл. 2-20).
Согласно табл. 2-20 барометрический конденсатор имеет следую-
щие размеры: высота конденсатора //=5 088 мм, ширина полки b — 500 мм
и высота борта равна 40 мм. Число полок — 6. Все остальные размеры
даны в табл. 2-20.
Диаметр барометрической трубы определяем из расчета на про-
пуск смеси воды и конденсата. Из уравнения
U7+£> = +,
полагая w = 1 м/сек, получаем:
, / (F4DH (37400 + 3700).0,004 __п 1О1
“ Г л.3600-Ы 000 3,14-3 600 ~
Принимаем d— 150 мм.
Высота водяного столба, соответствующая заданному вакууму,
Ht= 10,33^=10,33^=7,6 м.
Принимаем предварительно полную высоту трубок Я=9 м.
Число Рейнольдса для трубок при коэффициенте кинематической
вязкости воды при температуре 63,4° С, равном v=0,46-10~e,
Re=— =-n-Vg’-,^ r=326 000.
v 0,46-Ю-6
Коэффициент трения для гладких труб при значениях Re = 105-г-10*
определяется по формуле Никурадзе
Z=0,0032 +^=0,0032+(326°^,,я =0,0134.
Потеря напора на трение и местные сопротивления в барометри-
ческой трубе
я, <2,5 + 0,0134,+)- 0,17 мвод. ст.,
£5 I d j \ v,lu у
где d и / — диаметр и длина барометрической трубы; 2,5 — коэффи-
циент, учитывающий потери на местные сопротивления.
Полная высота трубы
//=//i+//2+//3=7,6+0,17+0,5=8,27 м,
vji$. //з=0,5 м — поправка, учитывающая возможные колебания ва-
куума в конденсаторе или уровня воды в водоприемнике.
, Принимаем высоту трубы //=9 м.
Произведем определение производительности вакуум-насоса.
125.
Количество отсасываемого воздуха
GB = [0,25 (D + Ю + 1 OOP] • 104 = 10,25 (3 700 4- 37 400) +
+ 100-3700]. 10"4 = 38,03 кг\ч.
Температура воздуха
/в = f 2 4- 4 + 0,1 (£"2 — Г2)=8 + 4 4- 0,1 (63,4 — 8) = 17,54° С.
Давление в конденсаторе ]
рк == 0,272 • 10 000=2 720 мм вод. ст.
Парциальное давление водяного пара при £=17,54° С
/?п—200 мм вод. ст.
Парциальное давление воздуха
Рь—Ръ — Ри~^720 — 200= 2520 мм вод. ст. или 0,2520 ат.
Часовой объем воздуха, подлежащий отсасыванию
29,276.(2734-М 29,27-38,03 (273 -|- 17,54)
—----------—- —-------------2g20 -------=130 ЛГ/Ч = 2 Ms/MUH.
р*
Принимаем к установке ротационный водокольцевой вакуум-насос
РМК-3 производительностью 5 м3!мин.
Произведем выбор насосов.
Центробежный насос подачи исходного раствора в первый корпус:
напор~60 м (давление 4,3 ат+ высота). Выбираем насос 2ЛК5-15,
напор 66 м, Np=5,7 кет, Мэд=7 кет, вес 28,8 кг.
Центробежный насос (для откачки упаренного раствора): напор
10 м. Выбираем насос ЛК-1-8-4,5, Я=10 м, NB=3,2 кет, АГЭд=4 кет,
вес 25 кг.
Пример 2-3. Расчет выпарного аппарата для концентрирования
серной кислоты в производстве двуокиси титана
Задание. Спроектировать по методике П. Г. Удыма [Л. 89] вы-
парной аппарат с погружными горелками для концентрирования рас-
твора отработанной серной кислоты H2SO4 в производстве двуокиси
титана.
Производительность аппарата 4 000 кг/ч исходного продукта.
В аппарат поступает гидролизная кислота следующего состава
27%iH2SiO4; 11% FeSO4; 1% T1O2SO4; 2,6% прочих сульфатов; 58,4% НгО
с температурой 00° С. После выпаривания раствор должен содержать
55%l H2SO4, 40%' Н,2О и 5% прочих сульфатов.
Произвести сравнение двух вариантов для разных видов топлива,
сжигаемого в погружной горелке;
а) мазут марки М-40 (ГОСТ 10585-63), состав’ С=85,3%; Н =
= 10,2%; S = 0,5%; 0 = 0,7%;
б) саратовский природный газ Елшанского месторождения.
Содержание расчетной части: 1) тепловой и конструктивный рас-
чет выпарного аппарата; 2) приближенный расчет горелок; 3) расчет
взрывной мембраны и эрлифта.
Содержание графической части: 1) технологическая схема выпар-
ной установки; 2) устройство погружных горелок для сжигания мазута
и газа; 3) чертеж выпарного аппарата с погружным горением.
Литература: [Л. 89, 48, 85, 31].
Решение. Описание схемы Аппараты с погружными горелками позволяют про-
изводить выпаривание солевых растворов ((мирабилита, хлористого магния, хлористо-
го кальция и др. солей) и повышать концентрацию минеральных и органич кислот без
126
применения нагревательных элементов, подвергающихся коррозии при выпарке агрес-
сивных сред, так как основным источникам тепла являются дымовые газы погружной
горелки, работающей на газообразном или жидком топливе. В этих аппаратах создают-
ся хорошие условия теплообмена между нагретыми газами и жидкостью, так как при
барботаже нагретые газы в растворе распыляются в виде пузырьков и образуют боль-
шую межфазную поверхность. Интенсивное испарение раствора протекает путем насы-
щения поднимающихся газовых пузырьков водяным паром. Наряду с этим наблюдает-
ся 'интенсивное перемешивание раствора, что также ускоряет процесс нагрева.
Коэффициент 'использования теплоты сгорания топлива при этом способе выпа-
ривания растворов достигает 90—96%.
В производстве двуокиси титана '(титановых белил) после фильтрации метатита-
новой кислоты образуется отход гидролизной кислоты, содержащей 22—25% серной
кислоты H2SO4 и 18—'12% моногидрата железного купороса.
H2SO4
Рис 2-12 Схема установки для выпаризания отработанной кислоты производства тита-
новых белил.
1 — сборник отработанной кислоты 2 — центробежный насос, 3 — оросительный теплообменник; 4 —
вытяжная труба, 5—автоматический клапан, 6 — выпарной аппарат с погружной горелкой, 7 — воз-
духодувка, 8 — погружная горелка, 9 — эрлифт; 10 — отстойник, 11 — центрифуга, 12 — насос, 13 —
трубопровод для отвода продукта (кислоты), 14 — сборник кислоты, 15— транспортер для удале-
ния солей
Утилизация этих отходов имеет большое значение как по экономическим, так и по
санитарным соображениям. Эту проблему удалось решить лишь при использовании
аппаратов с погружными горелками Технологическая схема для выпаривания отрабо-
танной кислоты производства титановых белил представлена на рис. 2-42. Раствор
с температурой 80° С из сборника 1 подается центробежным насосом 2 в ванну ороси-
тельного теплообменника 3. Избыток раствора переливается через переливной штуцер
в трубу 1(на рисунке не показано) и возвращается обратно в сборник Уровень кислоты
в ванне оросительного теплообменника регулируется автоматическим клапаном 5, уста-
новленным на линии подачи раствора в концентратор 6 Раствор гидролизной кислоты
с помощью (встроенного центробежного насоса циркулирует, т. е подается на орошение
в теплообменник 3
(Парогазовая смесь, поступающая из концентратора, проходит по свинцовым трубам
оросительного теплообменника, охлаждается до 60° С и уходит в вытяжную трубу 4.
Температурный градиент создается за счет охлаждения жидкости до 45° С при ее испа-
рении и просасывания большого количества воздуха снаружи труб с помощью осевого
вентилятора, установленного в верхней части кожуха оросительного теплообменника
При этом раствор концентрируется с 22 до 27% и подается самотеком в концентратор
Как только установка начнет работать равномерно и содержание раствора гидро-
лизной кислоты достигнет 56%, растворимость железного купороса уменьшается, и он
кристаллизуется в виде FeSO4-H2O, осаждаясь в виде пульпы на дно выпарного-
аппарата Эта пульпа транспортируется эрлифтом 9 1(устройством для подъема жидко-
стей и эмульсий с помощью сжатого воздуха или газов) в отстойник 10.
(В отстойнике кристаллы FeSO4 • Н2О осаждаются на конусное дно аппарата,,
а осветленный раствор по переливной трубе возвращается в концентратор или отво-
дится по трубопроводу 13 в хранилище готовой продукции.
127
Для охлаждения пульпы отстойник имеет рубашку в нижней части аппарата.
Пульпа поступает в отстойную центрифугу 11. Для разномерной подачи пульпы уста-
новлен шнековый питатель. Полученные .кристаллы FeSO4 • НгО из центрифуги выгру-
жаются на ленточный транспортер 15 и попадают в барабанную сушилку для получе-
ния сухой соли.
Исходный раствор гидролизной кислоты перед выпариванием имеет состав: 27%
H2SO4, 11% FeSO4, 1%' TiO2’SO4, 2,6% прочих сульфатов, 58,4% Н2О и /н=50°С. Этот
раствор отличается высокой агрессивностью к углеродистой стали, и поэтому стенки
всех хранилищ, сосудов и аппаратов .защищаются путем гуммировки и последующей
футеровки кислотоупорным кирпичом.
При пуске в работу концентратора используется чистая 55 % -пая серная кислота,
которая подается нз сборника 14. Это делается для того, чтобы избежать Образования
кристаллов моногидрата в холодной 'или разбавленной кислоте.
Если допустить Образование кристаллов в таких условиях, то они выпадут в виде
мельчайшей пульпы, которая на центрифуге разделяться не будет.
В результате упаривания раствора получается концентрированная серная кислота
следующего состава: 55% H2SO4; 40% Н2О и .около 5% сульфатных солей.
На основании литературных данных [Л. 8*9] выбираем 'упрощенную конструкцию
концентратора, Оборудованного погружной горелкой, обеспечивающей выпаривание
исходного раствора 4 000 кг/ч.
Расчет аппарата с погружной горелкой. Составим материальный
баланс и произведем тепловой расчет аппарата. Количество исходного
раствора
L^W+G+K+J, кг/ч,
где W— количество выпаренной вОды, кг/ч; G— количество товарного
продукта, кг/ч; К — количество выкристаллизовавшихся и удаляемых
из раствора солей, кг/ч; J — суммарные потери раствора, кг/ч.
Для упрощения расчета потери можно не учитывать, поскольку их
доля в материальном балансе составляет всего 1—4%. Кроме того,
можно не учитывать наличие сульфатных солей в количестве 2,6% в ис-
ходном и 5%' в конечном продукте, так как их доля в общем балансе
мала.
Для определения количества выпаренной воды воспользуемся урав-
нением (
Lat — [L — (W + К)] а2 = F,
где ai и аг — доля воды в исходном и конечном продукте.
Отсюда получаем:
Ь(аг— а2) + а2К _ 4000(0,584—0,4)+0,4-480
W 1— а2 1—0,4 “
Здесь было принято
# = 0,11-4000 4-0,01-4000 = 48Ъкг/ч.
FeSO4 TiO2SO4
Из уравнения материального баланса количество товарного продукта G
равно:
G = L — (W4-К) = 4000 — (1 545 4-480)= 1 975 кг/ч.
Процесс выпаривания воды из раствора можно проводить по пе-
риодической и непрерывной схеме производства.
Для непрерывной работы выпарной установки расход тепла, потреб-
ного для нагревания и выпаривания раствора, определяется из уравне-
ния теплового баланса:
1 545 кг ч.
где Qr — тепло, полученное при сжигании топлива в погружной горелке,
ккал/ч; Q}K— тепло, расходумое на подогрев раствора, поступающего
в аппарат, ккал/ч; QM — тепло, расходуемое на подогрев мазута, посту-
пающего для сжигания, ккал/ч; Qn — тепло, расходуемое на выпарива-
ние воды из раствора, ккал/ч; Qc — тепло, уходящее из аппарата при
удалении кристаллизующихся солей, ккал[ч\ QT — тепло, уходящее из
128
аппарата с товарным продуктом, ккал!ч; Q° —тепло выхлопных газов,
ккал/ч; Qo — потери в окружающую среду, ккал/ч. Для хорошо изоли-
рованных аппаратов эти потери составляют 1—2%, поэтому их можно
не учитывать.
При проведении расчета можно также не учитывать тепло, уходя-
щее из аппарата с выкристаллизовавшимися солями и вносимое в ап-
парат подогретым мазутом.
Тогда уравнение теплового баланса принимает вид:
Qr Q* — Qn ~Qt QjK’ Причем Qr — Qr :— Vr^-i^n.ri
Qn — Qt = (6 — №) Cjgt^ Qjk = GCwfa.
Здесь Vr — количество дымовых газов, поступающих из горелки, м?/ч;
сг — теплоемкость дымовых газов, ккал/кг • град; i/nr — температура па-
рогазовой омеси, уходящей из аппарата, °C; G — количество раствора,
поступающего в аппарат для выпаривания, кг/ч; сж— средняя теплоем-
кость раствора, ккал!кг-град; tK — температура концентрированного
раствора в аппарате, °C; /н— температура раствора, поступающего в ап-
парат для выпаривания, °C; W— количество водяного пара, полученно-
го при концентрировании раствора, кг/ч; i"n — энтальпия водяного па-
ра, ккал/кг, причем /,,п=«п+^п(^п.г—in); tT — температура дымовых га-
зов, °C.
Подставляя значения составляющих, получаем уравнение теплового
баланса в развернутом виде:
VгСг (£г — ^п.г) ±= W (/яп С к/к) “F GCym (tK ta).
У нас имеются следующие величины:
/к=Н5°С; /н=50°С.
♦
" При полном теплообмене /п.г на 2—5° С 'больше, чем tK, следова-
тельно, /Пг=120°С, №=11545 кг/ч.
Тогда из уравнения теплового баланса определяем тепловую на-
грузку горелки
Qr = W (i c^tx) *4“ Осж (ZK —
где t=0,24/nr+ (595+0,47fnr)d=0,24• 120+ (595+0,47• 120) • 0,71 =
=491 ккал/ч. Влагосодержание парогазовой смеси принимаем равным
</=0,71 кг/кг сухого воздуха.
Тепловая нагрузка горелки
Q'r= 1 545(491—0,574 • 115) +4 -103- 0,574 • (115—50) =
= 7,06* 105 ккал/ч.
0,574 ккал/кг • град — средняя теплоемкость раствора [Л. 89].
Тепловая нагрузка с учетом потерь в окружающую среду Qr=l,02 Q'r=
=7,06-105* 1,02=7,2* Ю5 ккал/ч.
Расчет аппарата, работающего на мазутной горелке. Расход ма-
зута при теплоте сгорания Q”=9310 ккал/кг составит:
D QT 7,2.10® __о .
qh — 9 310 77,3 кг/ч.
Расход воздуха определяем по формуле [Л. 89].
^Количество кислорода, теоретически необходимое для сгорания 1 кг
жидкого топлива,
2.67С +8Н + S—- О 2,67.85,3 + 8.10,2 + 0,5 — 0,7 «
°к=------------------=--------------inn----------=3,094 кг/кг.
9—1243
129
Теоретическое количество воздуха, необходимое для сжигания топлива»
0в”67^Т~о,21 г=14,7 кг/кг.
Действительное количество воздуха с учетом коэффициента избыт-
ка воздуха, который для мазута составляет а =1,2:
vf __ ар» ___* 1^,7__1Ч fi м:
Цр 1>293 1 293 —10,0 м
Полный расход воздуха для сжигания 77,3 кг мазута:
Up=d3,6’77,3=1 050 м3]ч.
Полный объем продуктов сгорания определяем по формуле [Л. 89}
°г эооа 900 —12,4 м 1кг.
Полный объем продуктов сгорания
Уг='12,4 • 77,3=960 м3/ч.
Температура горения мазута в погружной горелке с учетом пере-
дачи тепла до 15% в окружающую среду {Л. 89]
Qp — 0,15Q”
Уе.тСе.т “Ь ^в п^в и
Слагаемыми wncntn и шВпСвп можно пренебречь, так как количест-
во водяных паров в воздухе и в продуктах сгорания очень незначи-
тельно. #
Величину ивсв/в также не учитываем, так как исходная темпера-
тура воздуха /в = 0°С.
vc ,г= 11,06 м?/кг\
ссг = 0,314 ккал/м3-град,
тогда
, __9310 — 0,15-9310 QQ pop
11,06-0,314 —
Объемный расход газа на выходе из сопла
тр <7 273 -J- __(\сг\ 2734- 2 270 ~ плл я i
V.^ = Vr 273TV=960 273+115 =6300
Расчет погружной горелки. Горелка работает на мазуте марки М-40.
Задаемся скоростью газов в камере сгорания, исходя из условия, что
она должна превышать скорость распространения пламени, чтобы из-
бежать затягивания пламени в камеру смешения. Для этого необходимо
выполнить условие шк^25 м/сек; принимаем шк=30 м/сек.
Тогда диаметр камеры сгорания
______д.г
3 600-0,875tt>K
/ 6 300 р Q|-£
3 600.0,875-30 —и»200 м
Принимаем 0,26 м.
Обычно диаметр камеры принимается в 2,5 раза больше диаметра
сопла dc. Отсюда.
, 0,26 л юл
б/с — 2~5—2~5 1
130
Длину камеры сгорания определяют по формуле /='(2,5—3)dK.
Принимаем l—3>dK=3-0,26=0,76. После округления принимаем 1~
= 0,8 м.
Огнеупорная футеровка внутри камеры сгорания выполняется из
шамотной крошки, замешанной с огнеупорной глиной, и наносится на
внутренние стенки в виде набивки с последующей сушкой и термической
обработкой.
Толщина футеровки принимается
30 мм.
Корпус камеры сгорания изготавли-
вается из легированного чугуна. Горелка
туннельного типа с электроискровым за-
жиганием. Для более полного теплооб-
мена горелку оснащаем решетчатым бар-
ботером диаметром do=0,9 м. Выбран-
ная нами горелка представлена на рис.
2-13.
Режим истечения газов из погружной
горелки определяется числом Рейнольдса:
ReJICT —
wodc__185 • 0,104
207.10-е
=93000,
где
Гд,г __ 6 300_________
3 600-0,875rf2 3 600.0,875.0,1042
Рис. 2-13. Горелка для погружно-
го сжигания мазута.
=185 м^сек.
Принимаем диаметр газового потока равным диаметру корпуса ап-
парата, т. е. Ро='Т> = 1,6 м. Тогда из критериального уравнения (20)
[Л. 89] найдем оптимальную глубину погружения горелки
( D \2 / 1,6 х2
I dc ) (о,104 /
^опт = 35Z) ^еис1 =85-1,6 93000 = 0,346 м.
Принимаем h = 0,5 м.
Средняя температура парогазовой смеси
—
(^г /а.г) (4t ^н)
In
_ гП I (2 270- 120)-(115-50) ~ р
— OU -f- 2 270 — 120 —Ь4Ь
2’3,g 115 — 50
Объемный расход газов, участвующих в барботаже (при данной
гемпературе):
V* = 960 2 730 ^ч.
Скорость газа, приведенная к поперечному сечению аппарата:
Vg 2 730
Wa = 3600-0,785£>2 ~ 3 600.0,785.1,62 = Ь’^77 м1сеК.
9*
131
Режим барботажа жидкости определяется числом Rer для газового
потока:
Rer=^=?j|^=27400,
где vr=22-10_e м3 * * * * */сек.
Критерий теплового напряжения Пд из уравнения (50) [Л. 89] учи-
тывает кинетику процесса нагрева и выпаривания:
’ П9=0,01Ре’’25(~-У’85=0,01 •274001’а5/р|у,а5=2200.
Тепловое напряжение при выпаривании раствора
2 200^.^0^5 =278000 ккал1м>
Объем раствора, находящегося в аппарате:
. _Q._ 7,2-10»
V ж-- ‘
2,78-10' 2,59 лг’.
Парогазовое устройство аппарата. В обычных выпарных аппара-
тах пространство над раствором составляет 0,4—0,6 объема всего аппа-
рата, исходя из тех соображений, что давление в аппарате при отборе
пара должно оставаться постоянным, а также, что не должно происхо-
дить уноса брызг воды при испарении.
Действительный объем продуктов сгорания при избытке воздуха
ct=il,2 и при нормальных условиях уд.г=|12,4 м3/кг; тогда при 4г=
= 1'2’0° С он составляет
т 12,4-393 с.
v = ооо—=16,6 м3кг.
д.г 293 ’ 1
Удельный объем пара при /пг=120°С vn=0,94 м3/кг.
Объем пара
Vn = VTun= 1 545-0,94 = 1 450 м3/ч,
где W— количество выпаренной воды, кг/ч.
Объем парогазовой смеси
Уп ,г = £м0д.г 4- Уп = 77,3 -12,4 4- 1 450 = 960 4- 1 450 = 2 410 м?/ч.
Количество выпариваемой воды на 1 м3 парогазовой смеси
,, W 1545 п сл . .
Т =0>м
Скорость парогазовой смеси
4УП>Г 4-2 410 _nQQl /
Ua— ЗбООпР2 "“3600-3,14.i,62 —и’661 Щсек.
3/4 26
ыо<|/ -^-=1,64 м/сек — условие избежания чрезмерного уноса брызг.
Напряжение зеркала испарения
=ч'иа - 3 600 = 0,64• 0,331 • 3 600 = 763 кг/м3 • ч.
* Объем парогазового пространства
V -Н _1,21545 3 .
vnp 2 R ~~ 2 763 1,40 М.
Объем аппарата
Уап = 2,59 4-1,23 = 3,82 м9.
132
Рис. 2-14. Горелка для погружного сжигания газа.
Расчет аппарата с горелкой, работающей на природном газе
(рве. 2-14). Расход природного газа с теплотой сгорания
Q* =8 400_#«ал/лг’ [Л. 89] составит:
т7 Qt_______7,2-106 о/? *
У* Qh —' 8 400 ОО
Р
Расход воздуха определим из табл. 8 [Л. 89]; при коэффициенте из-
бытка воздуха а = 1,1 он составит:
VB = vTaVr = 9,52-1,1 - 86 = 900 м*/ч.
Количество дымовых газов, полученных при сжигании газообразного
топлива, определяем по формуле
удд,=сР аУг= 10,69-1,1-86= 1 010 м*/ч,
133
где t£r= 10,69 м5/ч— теоретический объем продуктов сгорания из
табл. 11 [Л. 89]. Температура горения газа в погружной горелке с уче-
том передачи 15% тепла в окружающую среду
q;-0,15Q; 8 400-0,15-8400
tr = (1-0Р>г)Сг — (1 + 10,69).0,39 — 1 0/и
Объемный расход газа на выходе из сопла горелки при tT = 1 570° С
Т7т I? 273 /г 1 Л1 л 273 -|- 1 570 . олл з /
V = Vr 070 , =1010-Q7OТ I.с = 4800 лг8/ч.
д.г 273 + гп 273-j-115 '
Расчет погружной горелки. Задаемся скоростью газа в камере сго-
рания wK=30 м/сек.
Тогда диаметр камеры сгорания
« 1 / Уд-Г ~\/~ 4 800 0QR
а* = У 3 600-0,785^ = V 3 600.0,785.30 =и’2бй м-
Диаметр сопла
</с=^ = 0,1 м.
Длина камеры сгорания
/ = Зб7к=,0,7 м.
Тип горелки и футеровку камеры сгорания принимаем такими, как
и в первом варианте.
Режим истечения газов из погружной горелки определяется числом
Рейнольдса
Re,,„ = =82 000,
У ji £AJ я * L\J
где wc — скорость истечения газа из горелки:
г Д Г __ Ovv ___ - — Q »
’с= 3 600-0,875dc 3 600-0,875.0,01 L/U М/СвК.
Принимаем диаметр газового потока Do равным диаметру корпуса
аппарата, т. е. 1DO=D=1,6 м-, тогда из критериального уравнения (20)
[Л. 89] найдем оптимальную глубину погружения горелки
/1,6\2
I dc) (0,11
hOm = 85D =85-1,6 8200о =0,425 м.
Принимаем глубину погружения h = 0,6 м.
Средняя температура парогазовой смеси
?п.г — Ч- Д t — ~h
(^Г------ г) (D ^п)
, г
111 —
(1 570-120)-(115-50) _wor
1 570 — 120
2>31ё 115 — 50
Объемный расход газов, участвующих при барботаже при этой темпе
ратуре,
V» = Vs.r 1 0101±^=2 420
134
Скорость газа, приведенная к поперечному сечению аппарата:
Уб 2 420
Wa 3 600-0,785D2 3 600.0,785* 1,62—MfCeK.
Режим барботажа жидкости определяем числом Re для газового по-
тока:
Кег = У=О^3,о1_-.6=243О°,'
где vr = 22-10_e м2]сек [Л. 10].
Критерий теплового напряжения найдем из уравнения (50) [Л. 89]:
" лл^.1,25/ h ^°’25—;0 01 •243001’25(^У’25=2360.
9
Тепловое напряжение при выпаривании раствора
q = ---2 360-500.0.5 23]| до.
Объем раствора, находящегося в аппарате,
17 Qr 720-103 q .п мз
ж q 231-103 —
Действительный объем продуктов сгорания
2Д г — 1,1 уР ~ 1,1.10,69 =11,7 м?]мг газа.
При fn.r=120°C
Удельный объем
Объем пара
т 11,7 • 393 * г- _ я / -з
и =——=15,7 лг/лг газа.
д.г 293 1
пара при /п.г=120°С
ип = 0,94 м?)кг.
vn = wvn = 1 545.0,94 = 1 450 м3/ч.
Объем парогазовой смеси
а---
Количество выпаренной воды, отнесенное к 1 л3 парогазовой смеси
IT 1545 п ,3
Т= к;=-28бо =0’55
Скорость парогазовой смеси
4Уп.г __ 4-2 800 nQO_ . ,
Ua 3 600itjD2 3 600 • 3,14• 1,62 — °’887 м!сек •
3/ 4 26
ио<|/ = 1,65 mJ сек — условие избежания чрезмерного уноса брызг.
Напряжение зеркала испарения
В = уиа • 3 600 = 0,55 • 0,387 • 3 600 = 765 kzJm2 • ч,.
Объем парогазового пространства
Н W 1,2 1 545 1 Оз
^п₽ 2 R 2 765
Объем аппарата
Уа=3,12+1,2=4,22 м2.
Вытяжная труба для парогазовой смеси. Эта труба служит для
удаления парогазовой смеси и установлена на крышке аппарата. Трубу
соединяют с конденсатором для подогрева поступающего раствора.
135
Диаметр трубы найдем из условия непрерывного движения парога-
зовой смеси
Salla ,г—SiUf,
где So=2,01 м2—площадь сечения аппарата; мп.г=0,333 м/сек; S» —
площадь сечения вытяжной трубы, м2,
uT=10-j-,20 м/сек.
Отсюда
d,=21/^Ь!=21/ 2'?o'q’T =0,34 лг.
Этот размер проверяется при расчете взрывной 'мембраны.
Эрлифтное устройство. Это устройство служит для непрерывного и
равномерного удаления осадков. Оно располагается в нижней части ап-
парата, где находится суспензия, т. е. взвесь осаждающихся кристал-
лов. Принцип действия его основан на понижении удельного веса сус-
пензии за счет подачи сжатого воздуха, который смешивается и обра-
зует с ней эмульсию, поднимающуюся по трубе вверх на высоту слива.
Высота подъема эмульсии
Лп== (fw”1 ) Лж==(‘800 1 )2-= 1,5-М,
где рж=1400 кг/м3 [Л. 89]; рэм—800 кг/м3; hm=2 м— глубина погруже-
ния эрлифта.
Объемное количество жидкости (с учетом взвешенных кристаллов
солей, которое необходимо поднять по эрлифту
V____________ ^80 I 1 975_. rg 3 /
V pT « Pjk ~2 670 400 ~~ 1,£>У Я I4,
где pT=2 670 кг/м3 — плотность солей.
Расход воздуха
Vi =>10 V= IO-1,59 = 15,9 м3/ч=0,00442 м3/сек.
Рабочее давление воздуха
рн = 1,2Лжрж + 104 = 1,2-2,0-1 400+ 10*= 13360 кг/лга= 1,336 ат.
Конечное абсолютное давление воздуха, поступающего в эрлифт,
104 1 400-2,0 + 104 . по
А = iqI-------=------[qt-12— = 1.28 ат.
Действительное количество поднимаемой жидкости
6,= * = 2-6 ^3™ =2520 .ф,
где А — энергия сжатого воздуха в месте его ввода в эрлифт:
А = pavt In—=13 360 • 0,00442 In =2,6 кгс • м/сек\
ц=0,54—к. п. д. эрлифта, зависящий от коэффициента погружения
трубы k\
k = ===-++- =2,33.
Лц 1, о
Разница между действительным весовым количеством поднимаемой
жидкости и необходимым составляет:
2^55 455-100°/о = 2,6%.
Диамэтр подъемной трубы определяется из уравнения
। nD2
V + Vi — -т— ми,
где ил — скорость истечения эмульсии, принимают 6 м/сек\
136
V4-V1 ./'1,59+15,9
0,785ии ~V 0,785-6
= 17 мм.
Принимаем D = 20 мм.
Диаметр трубы эрлифта
3,14-202
4 _
0,785 38 ММ
Г V -I- V1 1 5 59 -I"- 15,9 Л ЛЛАО 1 9 о 1 Г\ 9
где f=——-----------=---------------=0,00081 лг2=810 мм2,
и-п 6
Расчет взрывной мембраны. При пуске аппарата и при внезапном
прекращении горения в аппарате может образоваться взрывоопасная
смесь, которая при взрыве может разрушить установку. Для предохра-
нения от этого служат взрывные мембраны. Мембрана располагается
на конце штуцера выхлопной трубы в виде заглушки.
Взрывную температуру определяем по формуле
(ь8р= -El- (273+1„) — 273 =4- (273 +115) — 273 = 2 447° С,
Ро *
где ро — атмосферное давление; ръ — минимальное давление взрыва;
/и— температура среды внутри аппарата.
Удельный объем газов .с поправкой на температуру и давление, при
котором произойдет разрыв мембраны:
,т __ р0 (273 + /ввр) __ 1 (273 + 2 447) R
1 “' /Ш-273 ““ 1,4.1,293-273 ""°’
где рр='1,4 ат — допустимое давление в аппарате; ро — плотность смеси
при 0°С.
Секундный расход продуктов взрыва через мембрану
v фа 5,5-1,1 3,
VceK= —7-——073— = 75»2 мпсек,
х — минимальное время подъема взрывного давления, сек.
Сечение отверстия предохранительного мембранного устройства
1^сеж
k— г
Ро X k
р? )
75,2
---=0,137 м2
1.2868—1T
n vs . 1,2868
°-75 2*9,8!
1,4.Ю4.5,5 1 —
1 X 1,2868
М )
где k=-^~— 1,2868; р— коэффициент сопротивления, для круглых
отверстий р=0,75.
Диаметр выхлопной трубы
—
/4f ,Z4.0,137 n.Q
—L==l/ -5-п—=0,43 м
к Г 3,14
137
Рис. 2-15 Выпарной аппарат с по-
гружным горением.
1 — корпус аппарата; 2 — погружная
горелка, 3 — брызгоуловитель; 4 — ука-
затель уровня; 5 — мембрана предохра-
нительного устройства; 6 — эрлифт.
Мембрана изготовлена из меди и со
стороны действия агрессивной среды
покрыта защитной пленкой.
Толщина мембраны устанавливает-
ся экспериментально на давление 1,15 р,
где р — рабочее давление в аппарате.
На рис. 2-15 показано устройство вы-
парного аппарата с погружным горением.
Сравнение двух вариантов. В [Л. 26]
находим, что в системе Мосэнерго стои-
мость газа составляет 15 руб/il ООО м3,
а стоимость мазута составляет 19,5 руб/т.
Соответственно получаем, что при
расходе газа 86 м3}ч стоимость его со-
ставляет: 0,086 • 15= 1,29 руб{ч, при рас-
ходе мазута 77,3 т/ч стоимость его со-
ставляет: 0,073 • 19,5= 1,51 руб!ч.
Если к тому же учесть, что примене-
ние мазута в качестве топлива для по-
гружной горелки требует установки до-
полнительного оборудования и усложняет
эксплуатацию, то видно, что использова-
ние газа в качестве топлива является бо-
лее рациональным.
Примечания: 1. В настоящее
время П. Г. Удымой разрабатываются
выпарные аппараты с погружным горе-
нием более совершенной конструкции и
создается методика их расчета.
2. В примере 2-3 приведен упрощенный расчет горелок погруж-
ного горения. Более точный расчет всех элементов горелок рассма-
тривается и приводится в |[Л. 31].
2-3. ХАРАКТЕРИСТИКА ВЫПАРНЫХ АППАРАТОВ
И ИХ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
Выпарные аппарагы. В настоящее время нормализованы некоторые типы верти-
кальных выпарных аппаратов с выносными греющими камерами, конструкция которых
показана на рис 2-116, а характеристика приведена в табл 2-16
Разбивка трубных решеток производится по равностороннему треугольнику с ша-
гом 48 мм для трубок с наружным диаметром 38 мм и с шагом 70 мм для трубок
с наружным диаметром 57 мм.
Диаметры обечаек греющих камер этих аппаратов DK составляют: 0,325; 0,4; 0,8;
1; 1,2; 1,4; 1,6, 1,8; 2, 2,2; 2,4; 2,6; 2,8; 3 м
Диаметры сепараторов этих аппаратов Dc составляют: 0,8; '1; 1,2; 1,4; 1,6; 1,8; 2;
2,2, 2,4; (2,6; 2,8; 3; 3,2; 3,4; 3,6; <3,8; 4; 4,25; 4,75; 5 м.
Высота парового объема сепаратора Нс (от рабочего уровня раствора в аппарате
до устройства вторичной сепарации) при диаметре сепаратора до 1 600 мм должна
быть 1 200 мм, для сепараторов с большим диаметром не менее 2 000 мм *.
В промышленности применяется также большое число выпарных аппаратов других
типов
Аппараты с подвесной преющей камерой, конструкция которых показана на
рис. 2-17, применяются в большинстве случаев для выпарки электролитических щело-
ков. Они изготавливаются с поверхностью нагрева 100, 220. 244 и 392 м2. Они отли-
чаются конструкцией узла подвода греющего пара и сепарирующего устройства. Основ-
ные размеры этих аппаратов приведены в табл. 2-117.
В нашей промышленности применяются и другие типы выпарных аппаратов с на-
клонными и горизонтальными кипятильниками, которые даны в |[Л. 32, 36, 40, 48, 98]
* Это указание не относится к пленочным аппаратам.
138
Таблица 2-16
Основные характеристики выпарных аппаратов (рис. 2-16)
Тип Испол- нение Принцип действия Конструктивные особенности Основное назначение Поверхность теплообмена, м2 Размеры труб греющих камер Рекомендуемое отношение площадей се- чения труб (циркуляци- онных н гре- ющей камер) не менее
Расположение греющей ка- меры Расположение зоны кипения Диа- метр, мм Толщина стенок, мм Длина, м
I а Естественная циркуляция Соосная (внутренняя) В трубах реющей камеры Упаривание растворов, не образующих осадка на гре- ющей поверхности 10, 16, 25, 50, 6? 30, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1 000, 1 250, 1 400, 1 600, 1 800, 2 000 25 38 57 2,0; 3,0 2,0; 3,5 2,5; 3,5 3; 4; 5 3; 4; 5; 7 2,5; 4; 5; 7 0,5
I б То же То же Вынесена Упаривание растворов, об- разующих на греющей по- верхности растворимый осадок 10, 16, 25, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1 000, 1 250, 1 400, 1 600, 1 800, 2 000 25 38 57 1,5; 2,0; 3,0 2,0; 3,5 2,5; 3,5 4; 5 4; 5; 7 3; 5; 7 0,9
II в * » Выносная В трубах греющей камеры Упаривание растворов, не образующих осадка на гре- ющей поверхности, и пеня- щих 'Я растворов 10, 16, 25, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, I 000, 1 250, 1 400, 1 600, 1 800, 2 000 25 38 57 2,0; 3,0 2,0; 3,5 2,5; 3,5 3; 4; 5 3; 4; 5; 7 2,5; 4; 5; 7 0,5
II г я я То же Вынесена Упаривание растворов, об- разующих на греющей по- верхности нерастворимый оса- док 10, 16, 25, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1 000, 1 250, 1 400, 1 600, 1 800, 2 000 38 57 2,0; 3,5 2,5; 3,5 4; 5 3; 5; 7 0,9
III д Принудительная циркуляция Соосная (внутренняя) То же Упаривание вязких раство- ров и растворов, образующих на греющей поверхности рас- творимый осадок 25, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1 000, 1 250, 1 400, 1 600 25 38 1,5; 2,0; 3,0 2,0; 3,5 4; 5 5; 7 0,9
IV е Принудительная циркуляция Выносная В трубах греющей камеры Упаривание вязких растворов и растворов, образующих на греющей поверхности нерас- творимый осадок 25, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1 000, 1 250, 1 400, 1 600 38 2,0; 3,5 5 0,9
V ж Пленочное выпа- ривание с восхо- дящей пленкой Соосная (внутренняя) То же Упаривание чистых раство- ров н растворов, чувствитель- ных к высоким температурам 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1 000, 1 250, 1 400, 1 600, 1 800, 2 000 , 2 240 , 2 500 38 57 2,0; 3,5 2,5; 3,5 5; 7 7: 9 —
VI 3 Пленочное выпа- ривание с пада- ющей пленкой Выносная » • То же 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1 000, 1 250, 1 400, 1 600, 1 800, 2 000, 2 240, 2 500 38 57 2,0; 3,5 2,5; 3,5 5;7 —
Сепараторы выпарных аппаратов. iB выпарных аппаратах сепаратор может впи-
сываться в паровое пространство и ©оставлять с ним как бы единое целое 1(рис. 2-16д1
и б) или располагаться отдельно от 'кипятильника ((рис. 2-16,в, г, е, з).
Методика определения парового пространства над растворам в выпарных аппа-
ратах и размеров сепараторов дана в [Л. 85].
(В табл. 12-4(8 приведены характеристики сепараторов для аппаратов с выносными
кипятильниками (рис. 2416,в), которые могут быть использованы и для других типов
аппаратов с выносными греющими камерами
Вспомогательное оборудование выпарных станций. На выпарных станциях, как
правило, применяются смешивающие конденсаторы барометрического типа (рис. 2-18).
Методика расчета таких конденсаторов приведена в [Л. 98].
140
Основные характеристики стандартных 'барометрических конденсаторов конструк-
ции НИИ^ИММАШ приведены ® табл. 2-*19 и 2-20.
Выделение пара вторичного вскипания за счет перегрева или сброса давления из
горячей жидкости может быть осуществлено или в сборных конденсатных баках или
в специальных сепараторах-расширителях, часто называемых расширительными '(под-
порными) бачками.
По своему устройству ©ти сепараторы не отличаются от сепараторов для брызг,
но имеют несколько большие размеры. Их объем рекомендуется выбирать из расчета
I л3 бачка на 2 000 м3/ч сепарируемого пара.
Скорость пара в бачке не должна превышать 2 м[сек, а конденсата 0,25 м/сек.
Водяное пространство бачка должно составлять 0,2 от общего объема. Отношение диа-
метра к высоте сепаратора принимается примерно 11:2. Необходимые объемы сепара-
торов для пара вторичного вскипания в кубических метрах на 1 t/ч конденсата в зави-
симости от давления в пароприемнике и давления рз в сепараторе могут быть взяты
из табл. 1'3 |[Л. 1106, стр. 202]. Конструктивные размеры их могут быть приняты по
табл. 12 [Л. 19].
При выпарке кристаллизующихся растворов между отдельными стадиями выпар-
ной установки устанавливаются отстойники для уплотнения пульпы и фильтры или
центрифуги для отделения выкристаллизовавшегося твердого вещества от раствора.
Такое же оборудование обычно устанавливается и после последней ступени вы-
парной установки. Методика расчета и выбора указанного оборудования приведена
в '[Л. 29]. Нормали на вакуум-фильтры и 'центрифуги приводятся в {Л. 56, 58].
Для растворов, которые при длительном хранении не портятся, у станции выпар-
ки сооружаются резервуары исходного раствора, емкость которых равна двух-трехсу-
точной производительности выпарной станции.
Кроме указанных резервуаров, на самой станции устанавливаются расходные баки
«сходного раствора, емкость которых обеспечивает нормальную производительность '
станции в течение НО—115 мин. Аналогичные емкости устанавливают для конечного про-
дукта и конденсата.
Для перекачки раствора, конденсата, готового продукта применяются центробеж-
ные, вихревые и пропеллерные -насосы. Наиболее полные данные по насосам, в том
числе для перекачки сильно корродирующих, густых растворов и пульп, приведены
в приложениях П41 и П-(12 [Л. 20а].
2-4. ФИЗИКО-ХИМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА НЕКОТОРЫХ
ВОДНЫХ РАСТВОРОВ
Значения физических констант растворов приведены в [Л. 85].
Большие трудности при курсовом проектировании выпарных аппаратов представ-
ляют подбор необходимых значений физических констант растворов i(y, с, A, qp, о). Во
многих случаях остаются неизвестными какие-нибудь константы, что затрудняет расчет
выпарной установки.
Для облегчения рас-
четов выпарных устано-
вок при курсовом проек-
тировании нами в табл.
2-21—2-26 приведены фи-
зико-химические свой-
ства водных растворов
N1H4NO3, NaOH, LiCl,
LiBr, КОН.
Рис. 2-16. Типы выпар-
ных аппаратов.
а и б — с соосной греющей
камерой и выносной цирку-
ляционной трубой; е — с вы-
носной греющей камерой и
с зоной кипения в трубах;
г — с вскипанием раствора
в сепараторе; д и е — с при-
нудительной циркуляцией
раствора при соосном и вы-
носном расположении сепа-
ратора; ж —- пленочное вы-
паривание с восходящей
пленкой с соосным распо-
ложением сепаратора; з—
пленочное выпаривание с
падающей пленкой, 1 —
греющая камера; 2 — сепа-
ратор; 3 — циркуляционная
труба; 4 — насос
141
to
Рис. 2-18. Барометрические конденсаторы конструкции НИИХИММАШ.
а — аппараты диаметром 500—600 мм, б — аппараты диаметром 800—2 000 мм.
Рис 2-17 Выпарной аппа-
рат с подвесной греющей
камерой.
Таблица 2-17
Размеры выпарных аппаратов с подвесной греющей камерой, мм
Размеры аппаратов Поверхность нагрева, м2
392 392 244 220 100 100
Диаметр греющей камеры 2 000 2 000 2 100 2 120 1 700 2 000
Длина трубок 2 750 2 250 2 200 2 000 1 500 1 400
Высота аппарата 8 800 8 500 9 900 7 900 7 000 8 300
Диаметр аппарата 2 500 2 400 2 400 2 400 2 000 2 400
Таблица 2-18
Диаметры (числитель дроби, мм) и объемы (знаменатель дроби, №)
сепараторов выпарных аппаратов типа ВН с выносными греющими камерами
Номиналь- ная поверх- ность на- Наружный диаметр корпуса, л2
800 1 000 1 200 | 1 400 | 1 600 | 1 800 2 000 800 | 1 000 | 1 200 1 400 | 1 600 1 1 800j 2 000
грева, л«2 ру$:1 ат'. "о =1 800 ММ ру~°. 14 ат', е=2 400 мм
100 800 1 000 1 200 1 200 •
0,9 1,4 2,7 2,7
150 1 000 1 000 1 200 1 600 1 600 1 600
1,4 1,4 2,0 4,8 4,8 4,8
250 1 200 2,0 1 200 2,0 1 6QQ 3,6 2 000 7,5 2 000 7,5 2 000 7,5
350 1 400 1 400 1 800 1 800 2 400 2 400 2 400
2,8 2,8 4,6 4,6 10,9 10,9 10,9
500 1 800 1 800 2 000 2 800 2 800 2 800
4,6 4,6 5,7 14,8 14,8 14,8
700 2 000 5,7 2 000 5,7 2 000 5,7 3 200 19,5 3 200 19,5 3 200 19,
900 2 200 6,9 2 200 6,9 3 600 24,5 3 600 24,5
Таблица 2-19
Основные параметры барометрических конденсаторов конструкции
НИИХИММАШ [данные таблицы соответствуют остаточному
давлению 0,1 ат (абс.)]
Внутренний диаметр конденсатора, мм Средняя скорость потока в нижней части конденсатора, м/сек Производительность
на полное сечение конденсатора в зазоре меж- ду корпусом н полкой объемная, м*/ч массовая, кг/ч
500 До 23 До 47 До 16 000 До 1000
600 16—24 28—43 16 000—25 000 1 000—1 600
800 14—22 34—54 25 000—40 000 1 600—2 500
1 000 14—23 38—62 40 000—64 000 2 500—4 000
1 200 16—25 39—61 64 000—100 000 4 000—6 400
1 600 14—22 34—54 100 000—160 000 6 400—10 000
2 000 14—22 34—54 160 000—250 000 10 000—16 000
143
Таблица 2-20
Основные размеры барометрических конденсаторов (рис. 2-18), мм
Внутренний диаметр конденсатора, мм
Размеры 500 600 800 1 000 1 200 1 600. 2000
Толщина стенки аппарата 5 5 5 6 6 8 10
Расстояние от верхней полки до крышки аппарата .' 1 300 1300 1 300 1300 1 300 1 300/ 1 300
Расстояние от нижней полки до днища аппарата 1 200 1200 1200 1200 1 200 1200 1200
Ширина полки — — 500 650 750 1 000 1 250 <
Расстояние между осями конденсатора и ловушкой:
Ki 675 725 950 1 100 1 200 1450 1 650
Кг — — 835 935 1095 1 355 1 660
Высота установки Ц ......... 4 300 4 550 5 080 5680 6 220 7 530 8 500
Ширина установки Т ......... 1 300 1 400 2 350 2 600 2 975 3 200 3 450
Диаметр ловушки . . . . 400 400 500 500 600 800 800
Высота ловушки 1 440 1440 1700 1 900 2 100 2 300 2 300 А
Диаметр ловушки — .— 400 400 5С0 600 800
Высота ловушки —— ,— 1 350 1 350 1 400 1 450 1 550
Расстояние между полками: 220 260 200 250 300 400 500
260 300 260 320 400 500 650
320 360 320 400 480 640 800
360 400 380 475 575 750 950
390 430 440 550 660 880 1 070
Условные проходы штуцеров:
для входа пара А ........ 300 350 350 400 450 600 800
для входа воды Б ........ 100 125 200 200 250 300 400
для выхода парогазовой смеси В 80 100 125 150 200 200 250
для барометрической трубы Г . . 125 150 200 200 250 300 400
воздушник С — — 25 25 25 25 25
для входа парогазовой смеси И* 80 100 120 150 200 200 250
для выхода парогазовой смеси 7К* 50 70 80 100 150 200 250
для барометрической трубы Е* . . 50 50 70 70 j 80 80 100
• На ловушках.
144
Та б лица 2-21
Физические свойства водного раствора NH4NO3
1 Концентрация х, % Плотность j, кг/м*, — числитель Коэффициент динамической вязкости - 10е. кг- сек/м2, — числитель Поверхностное натя- жение по Ландольту при i=100* С, а-10* кг/м Критерий Прандтля Рг для /ж при Р=1,03 ат
Теплоемкость ср, ккал/кг-град, — — знаменатель Коэффициент теплопроводности X, ккал/м-ч-град, — знаменатель
Температура. °C Температура, °C
20 40 60 80 100 20 40 60 80 100
10 1 040 1 030 1 020 1 010 1 000 106,5 71 51,5 39 30 61,26 2,03
0,92 0,925 0,935 0,944 0,95 0,443 0,471 0,488 0,497 0,50
20 1 082 1 072 1 061 1051 1 040 111,6 76 55 41 31,5 62,79 2,22
0,85 0,86 0,87. 0,88 ~0?89 0,394 0,423 0,44 0,446 0,447
30 1 124 1 116 1 103 1 092 1 081 118 81,5 59,7 45,5 34,5 64,52 2,46
0,79 0,8 0,807 0,815 0,825 0,34 0,367 0,386 0,395 0,397
40 1 175 1 163 1 151 1 139 1 127 128,5 88,5 66,0 50 39 66,57 2,86
0,73 0,74 0,75 0,757 0,762 0,276 0,322 0,34 0,348 0,35
КО 1 124 1 212 1 200 1 187 1 175 150 102,5 77,5 61 48,5 68,80 3,46
0,675 0,68 0,685 0,695 0,7 0,248 0,275 0,294 0,306 0,308
60 1 278 1 265 I 252 1 240 1 227 204 139,5 106 86,5 71,5 71,25 5,38
0,62 0,625 0,63 0,635 0,64 0,206 0,23 0,2^8 0,26 0,266
70 1 336 1 323 1 308 1296 1 283 — 210 159,8 129,6 108 76,50 8,6
0,58 0,582 0,586 0,588 0,587 0,17 0,192 0,121 0,224 0,228
Таблица 2-22
Температура кипения водных растворов NH4NO3 и нормальная
депрессия 6Н (при 760 мм рт. ст.)
Концентрациях, % /к, °C «•„, »С ля Концентрация х, % /к,»с ья.»с
33 * 104,7 4,70 70 119,0 19,0
40 106,25 6,25 75 123,0 23,0
45 107,5 7,50 80 128,0 28,0
50 109,1 9,10 85 135,0 35,0
55 111,0 11,00 90 147,0 47,0
60 113,2 13,20 95 172,5 72,5
65 115,7 15,7
10—1243
145
Таблица 2-23
&
Физические свойства водного раствора NaOH
Концентрация х, % Плот ность 7, кг/м*, — числитель Коэффициент кинематической вязкости v• 10я, мР/ч, — числитель Поверхностное натяжение «-10S кг/м, — числитель
Теплоемкость ккал/кг-град, — знаменатель Коэффициент теплопроводности X, кка л!м’Ч-град, — знаменатель Критерий Прандтля Рг — знаменатель
Температура, °C Температура, °C Температура, °C
50 70 100 150 200 50 70 100 150 200 50 70 100 150 200
0 988 0,998 978 958 917 865 0,557 1,494 0,574 1,030 0,587 0,727 0,570 69,25 65,69 60,01 -
1,000 1,006 л — —— —
1 094 1 083 1 064 1 023 972 — 2,540 2,200 1,950 1,840 76,03 73,91 70,66 66,00 61,00
10 0,916 0,920 0,924 — 0,487 0,496 0,503 — — — 5,11 4,30 — —
1 202 1 190 1 170 1 129 1 078 — 4,265 3,540 3,250 3,150 85,47 83,81 81,30 77,20 73,20
20 0,880 0,884 0,888 — — 0,479 0,488 0,494 —— — —• 9,2 7,45
1 309 1 296 1 276 1 234 1 181 — 7,365 5,140 4,590 4,300 96,13 95,40 97,37 92,70 91,20
30 0,862 0,967 0,869 0,870 — 0,474 0,48150 0,487 — — — 17,20 11,69 —
1 410 1 396 1 375 1 331 1 277 11,49 7,12 5,85 5,50 107,46 106,90 106,47 105,40 104,40
40 0,829 0,831 0,832 0,833 — 0,471 0,478 0,483 — — — 27,85 16,89 —
1 504 1 490 1 469 1 423 1 367 — 15,97 9,74 7,70 7,15 129,4 129,0 128,4 127,4 126,4
50 0,768 0,766 0,763 0,761 0,760 — — — — — —* —
1 595 1 581 1 560 1 514 1 458 — 23,00 12,60 9,58 8,95 — - -
60 0,705 . 0,701 0,696 0,688 0,686 — — — — — — ——-
1 684 1 670 1 649 1 603 1 547 — 34,0 15,40 11,60 10,90 140,6 140,2 139,6 138,6 137,6
70 —-“ 0,648 0,640 0,638 — — — — — — — ——
Таблица 2-24
Температура кипения водных растворов NaOH и нормальная депрессия
0н (при 760 мм рт. ст,)
Концентрация х, % #к, °C &и, °C Концентрация х, % °с &, °C
3 100,8 0,8 55 150,6 50,6
10 102,8 2,8 60 159,6 59,6
15 105,0 5,0 65 169,0 69,0
20 108,2 8,2 70 179,6 79,6
25 112,2 12,2 75 192,0 92,0
30 117,0 17,0 80 206,6 106,6
35 122,0 22,0 85 224,0 124,0
40 128,0 28,0 90 245,5 145,5
45 135,0 35,0 95 274,5 174,5
50 142,2 42,2
Таблица 2-25
Физические свойства водного раствора LiCl
Концен- трация X, % с, ккал/кг-град,— чис- литель р., мпз,—числитель Концентрация х, % 7, кг/м3 при £=20°С
ст, дин/см,— знаменатель X, ккал!м-ч-град,—знаменатель
Температура, °C Температура, °C
25 75 100 0 25 50 75 100
ол 0,777 0,788 0,805 37,0 19,05 11,95 8,37 6,33 1 1 004
81,2 76,6 — 0,42 0,46 0,48 0,51 0,53 4 1 021
30 0,706 0,722 0,738 —— — — — — 10 14 1 056 1 079
87,3 84,6 — .— — — — 20 1 115
ил 0,647 0,665 0,683 — 81,8 44,7 29,1 20,2 28 1 166
4U 95,7 92,4 - - — 0,39 0,42 0,44 0,45 36 1 224
50 — 0,615 0,637 — — 67,5 43,0 42 1 269
— 101,4 — -— — — 0,40 0,41
Таблица 2-26
Физические свойства водного раствора LiBr
Концен- трация X, % Теплоемкость ккал/кг^град,— числитель р., мпз,—числитель Концентрация х, % [Т, кг/м3, при #=20° С
Поверхностное натяжение а, дин! см, — знаменатель X, ккал/м-ч-град — знаме- натель
Температура, ° С Температура, °C
25 50 75 90 100 25 50 75 100
0,780 0,787 0,800 11,8 7,58 5,45 4,11 1 1 005
20 — 73,4 70,0 67,9 0,47 0,49 0,52 0,53 10 14 1 075 1 108
4П 0,584 — 0,952 — 0,607 19,6 12,6 9,17 7,04 22 1 181
— 82,4 79,7 78,4 — 0,42 0,44 0,46 0,47 30 1 263
0,507 0,517 - 0,532 32,2 21,0 15,2 11,4 35 1 320
50 87,6 85,4 84,6 — 0,39 0,41 0,44 0,45 40 45 1 384 1 453
60 0,441 — 0,457 — 0,470 79,6 46,2 31,0 21,9
— 92,7 92,0 91,2 .— 0,37 0,39 0,41 0,43
65 — — 0,430 — 0,442 ' — 51,2 34,16
— — 96,6 96,1 95,7 — — 0,39 0,41
*9* 147
Глава третья
РЕКТИФИКАЦИОННЫЕ установки
3-1. МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ РЕКТИФИКАЦИОННЫХ
УСТАНОВОК НЕПРЕРЫВНОГО ДЕЙСТВИЯ
Задание для проектирования. Проектирование ректификационных
установок для разделения многокомпонентных смесей представляет
большие трудности и может служить темой дипломного проекта сту-
дентов технологических специальностей. Студенты специальности
0308 — промышленной теплоэнергетики — выполняют, как правило, при
курсовом и дипломном проектировании только проекты ректификацион-
ных установок непрерывного действия для разделения бинарных смесей.
При проектировании задаются: количество исходной смеси и содер-
жание и ней легкокипящего компонента; содержание легкокипящего ком-
понента в дистилляте и кубовом остатке; температура начальной смеои
и температура охлаждающей воды; давление греющего пара.
Схема ректификационной установки составляется студентом соглас-
но выданному заданию с нанесением на нее основных расчетных дан-
ных.
Выбор типа рабочих (контактных) элементов ректификационной
колонны. При курсовом проектировании ректификационных аппаратов
в большинстве случаев выбираются тарелки с капсульными, прямоуголь-
ными или туннельными колпачками, а также ситчатые тарелки.
Тарелки с капсульными колпачками применяются для колонн мй-
лых диаметров. Для больших диаметров применяются тарелки с тун-
нельными колпачками, так как, например, при диаметре колонны 3 м
на одной тарелке можно разместить только 20 туннельных колпачков
вместо 284—238 капсульных.
Исследования последних лет показали, что неравномерность работы
тарелок и перемешивание жидкости на тарелке более существенны, чем
унос и неравномерность контакта. Особенно ухудшает работу тарелок
поперечная неравномерность, возникающая на прямоугольных, туннель-
ных и желобчатых тарелках. Поэтому тарелки этого типа практи-
чески снимаются с производства в новых конструкциях колонн. Все
большее значение наряду с ситчатыми и решетчатыми тарелками при-
обретают новые типы тарелок — клапанные, струйные с отбойниками,
провальные и др.
При выборе типа контактирующих элементов следует также иметь
в виду, что решетчатые и другие провальные тарелки чувствительны
к инкрустирующим примесям, но не боятся механически взвешенных
в жидкости частиц, если их размеры меньше размеров отверстий в та-
релке.
Тарельчатые колонны имеют ряд преимуществ перед насадочными
колоннами. Они допускают большие нагрузки по пару и жидкости, обес-
печивают высокую турбулизацию потоков и хороший контакт между
паром и жидкостью, не имеют застойных зон, позволяют производить
отбор промежуточных продуктов с тарелок и т. д. Однако по срав-
нению с насадочными колоннами они имеют большое гидравлическое
сопротивление, поэтому они чаще применяются в процессах ректифика-
ции, чем в абсорбционных процессах.
Определение числа тарелок в ректификационной колонне. Основ-
ной задачей расчета тарельчатых ректификационных колонн является
определение действительного числа тарелок.
Сущесхвует несколько методов расчета числа тарелок, из которых
наиболее известным является метод нахождения теоретического числа
тарелок графическим способом на основе статики термодинамических
148
фазовых равновесий с построением на ^х-диаграмме равновесия ступе-'
ней изменения концентраций.
Влияние кинетики процесса тепло- и массопередачи учитывается
.введением в расчет эмпирического поправочного коэффициента, полу-
чившего название к. п. д. тарелок. Необходимость введения этого
коэффициента определяется не только отсутствием при контакте рав-
новесия, но и в значительной степени неравномерностью пара, уносом
и другими причинами.
Для расчета высоты насадки в насадочных колоннах находят по
эмпирической формуле высоту насадки, эквивалентную одной тарелке;
^умножая эту высоту на число рабочих тарелок, соответствующее расче-
ту, находят общую высоту насадки.
Этот метод используется в курсовых проектах для специальности
•0308 (промышленная теплоэнергетика). Существо метода изложено
в [Л. 15, 32—34, 48] и рассмотрено в примере 3-1.
Достоинством этого метода
является его простота, недостат-
ком — недостаточная точность, так
как при определении к. п. д. тарел-
ки можно допустить значительную
ошибку.
Рис. 3-2. Определение числа реальных
тарелок для процесса ректификации без
учета уноса жидкости.
Рис. 3-1. Изменение концентрации
пара и движущей силы Ду на ра-
бочей тарелке при ректификации.
Следует заметить, что определение теоретического числа тарелок
с помощью фазовой £х-диаграммы, предложенное П. Д. Лебедевым
£Л. 48], по сравнению с ух-диаграммой отличается большей простотой
и дает те же результаты, что и расчет по ух-диаграмме.
Метод расчета действительного числа тарелок по ух-диаграмме не
позволяет учитывать влияние на процесс меняющихся массовых потоков
по высоте колонны. Для случая же, когда разности скоростей вверху
и внизу колонны значительны, необходимо учитывать еще и влияние
изменения скорости пара на коэффициент массопередачи.
Наряду с описанным существует несколько 'более точных методов определения
действительного числа тарелок [Л. 33, 34].
В настоящее время считается, что выражение движущейся силы через разность
энтальпий более точно, чем через разность концентраций. Поэтому как в отечественной,
так и зарубежной литературе рекомендуется метод определения теоретического числа
тарелок ректификационных колонн с применением /х-диаграмм {Л. 15].
Однако, как показывают 'сравнительные расчеты, определение теоретического числа
тарелок по этим номограммам не дает существенной точности, так как определение
действительного числа тарелок путем введения в расчет к. п. д. тарелок вносит боль-
шую погрешность.
А. Н. Планоюсиим и А. Г. Касаткиным предложен метод расчета ректификациоя-
'яых тарелочных аппаратов, базирующийся на уравнениях массопередачи (по численным
149
значениям объемных коэффициентов массопередачи), на основе которых на i/x-диа-
грамме строится кинетическая кривая, которая проводится между линиями равновесия
и рабочей линией.
(Предлагаемый указанными авторами метод дает возможность определить реаль-
ное число тарелок, не вводя в расчет к. п. д. тарелок.
Идея этого метода состоит в том, что в реальных условиях рабочая концентр алия
пара на тарелке над жидкостью будет Всегда меньше равновесной г/пр, и положение
точки С согласно рис. (3-11 будет определяться отношением
С
Су У*п — Уп
где т„ —число единиц переноса.
"таР
При условии постоянства состава жидкости на тарелке
. У*п Уп+i ______ ^a/fiaP _
"Чар У*п — Уп Gy 3 БООюуТ^р ’
(3-1)
(3-2)
где kVf—। коэффициент массопередачи, отнесенный к 1 м2 площади тарелки,
кмоль/м2 • сек i(iAi/=(1); Gy— расход пара, кмоль/сек-, asy— скорость потока пара, отне-
сенная к свободному сечению аппарата, м/сек-, То, ро — абсолютная температура и дав-
ление пара в нормальных условиях; Т, \р — то же в рабочих условиях; 22,4 — объем
1 кмоля при ро, То, м3/кмоль-, q>—fnLplFs—‘отношение рабочей площади тарелки к сво-
бодному сечению аппарата.
Для каждого значения х определяют величину Су по формуле 1(3-1) и затем вы-
числяют величину отрезка ВС, как это показано на рис. 3-2:
Рис. 3-3. Построение процесса ректификации
для определения числа реальных тарелок на
It—хг/-диаграмме.
От точек С на кривой равнове-
сия откладывают отрезки СВ и про-
водят кинетическую кривую через
точки Bi, В2, В3 .. Между кинетиче-
ской кривой и рабочей линией строят
ступени, общее число которых и опре-
деляет необходимое число реальных
тарелок.
А. Н. Плановским и В. А. Ива-
новым разработан графический метод
расчета числа реальных тарелок
в It—xz/-диаграмме. Предлагаемый
метод расчета тарельчатых колонн
позволяет проследить влияние меняю-
щихся массовых потоков на коэффи-
циент массопередачи и также дает
возможность с помощью кинетиче-
ской кривой определять реальное чис-
ло тарелок в It—.^-диаграмме, не
вводя понятия к. п. д. тарелки
Пример графического построения
и определения числа реальных таре-
лок в It—х^-диаграмме показан на
рис. 3-3. Накопление эксперименталь-
ных данных по значениям коэффи-
циентов массопередачи может открыть
дорогу для более широкого исполь-
зования на практике более точных
методов расчета ректификационных
колонн.
Гидравлический расчет ректифи-
кационной колонны. Как гидравличе-
ское сопротивление колонны, так и
интенсивность процесса ректификации
зависят от скорости пара в колонне.
Кроме того, величина скорости
должна быть такой, чтобы не было
уноса или захлебывания насадки ра-
бочих контактирующих элементов ко-
лонны. С этой целью при проектиро-
вании колонны по эксперименталь-
ным графикам или формулам находят
150
J
предельную 'скорость, а затем ее несколько уменьшают, но только так, что надежный
барботаж пара через жидкость остается обеспеченным.
Предельная скорость пара возрастает ic ростом расстояния между тарелками, но
не пропорционально |(например, для ситчатых колонн по К’иршбауму она возрастает
пропорционально квадратному корню от расстояния между ними). Поэтому существуют
определенные оптимальные расстояния между тарелками, которые принимаются в ти-
повых колоннах. Гидравлическое сопротивление колонны зависит от типа тарелок и от
применяемой насадки.
Расход пара и охлаждающей воды на ректификационную колонну. Пар затрачи-
вается в ректификационной (колонне на подогрев и испарение перегоняемой смеси в кубе
колонны, а в теплообменнике—на подогрев свежей смеси, поступающей на перегонку,
до температуры кипения. Охлаждающая вода поступает в дефлегматор и конденсатор.
Ее расход зависит от параметров перегоняемой смеси.
При одинаковой производительности расход пара и охлаждающей воды почти не
зависят от типа ректификационной колонны.
Технико-экономические расчеты. Технико-экономическое сравнение различных ти-
пов (ректификационных колонн производится следующим образом (рис. 3-4). Для каж-
дого типа колонны определяется оптимальное флег-
мовое число. С увеличением флегмового числа уве-
личивается количество тепла, отдаваемое охлаждаю-
щей воде, т. е. одновременно происходит увеличение
расхода охлаждающей воды и пара Зная произво-
дительность ректификационной колонны, число часов
работы в году, стоимость охлаждающей воды и
греющего пара, рассчитывают годовые расходы на
пар и воду, а затем, сложив их со стоимостью обслу-
живания и контроля в год, получают годовые произ-
водственные расходы. Такие расчеты делаются для
разных значений флегмового числа.
В то же время при увеличении флегмового чис-
ла уменьшается число тарелок (до определенного
минимума). Но, поскольку при этом увеличивается
количество стекающей флегмы и паров в колонне,
то, чтобы скорости в колонне не превышали опти-
мальных значений, необходимо увеличивать попереч-
ное сечение колонны. Поэтому стоимость колонны и
Рис 3-4 График суммарных
годовых приведенных затрат.
1 — производственные расходы, 2 —
амортизационные расходы, 3 — сум-
марные затраты.
связанные с нею амортизационные расходы имеют
обоснованный минимум. Единовременный расход на приобретение или изготовление
колонны разбивается на определенное число лет. Доля стоимости, приходящаяся на
один год, составляет годовую норму амортизации.
Суммируя производственные м амортизационные расходы, получим кривую общих
годовых расходов как функцию от R.
3-2. ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ РЕКТИФИКАЦИОННЫХ
УСТАНОВОК
Пр и мер 3-1. Технико-экономический расчет ректификационной
установки с колпачковыми и ситчатыми тарелками и с насадкой из
колец Рашига для смеси этиловый спирт — вода
Задание. Составить принципиальную схему и произвести тепло-
вой, материальный и конструктивный расчет реактификационной ко-
лонны непрерывного действия для трех вариантов насадок (с колпач-
ковыми, с ситчатыми тарелками и с насадкой из колец Рашига разме-
ром 25X25X3 мм) для разгонки смеси этиловый спирт — вода.
Исходные данные: количество исходной смеси 6^=4 000 кг/ч; мас-
совое содержание спирта в исходной смеси спирта aF= 10%; в дистил-
ляте ао=96%; в кубовом остатке 0w=O,6%; температура начальной
смеси /См=20°С; температура воды, охлаждающей дефлегматор и кон-
денсатор на входе, /^=15°С, на выходе давление греющего
пара р = 4 ат.
В конденсаторе происходит конденсация и охлаждение готового
продукта до /к=20°С.
Смесь предварительно подогревается кубовым остатком до 50° С,
а затем водяным паром до температуры кипения раствора в колонне
(при 1 ат).
Коэффициент избытка флегмы принять равным 2.
151
Содержание расчетной части: 1) определить количество дистиллята
и кубового остатка; й) определить число тарелок, полезный объем на-
садки и размеры колонны; 3) определить расход пара на подогрев сме-
си в теплообменнике и на испарение разгоняемой смеси в колонне,
4) определить расходы охлаждающей воды на дефлегматор и конденса-
тор, 5) выполнить гидравлический расчет тракта разгоняемой смеси;
6) в результате расчета определить основные размеры ректификацион-
ной колонны (диаметр, высоту), размеры, число тарелок, колпачков и
высоту насадки из колец Рашига; 7) определить затраты тепла и рас-
ходы охлаждающей воды, а также выполнить технико-экономическое
сравнение данной ректификационной установки для трех вариантов на-
садбк.
Таблица 3-1
Равновесные молярные доли жидкости (%, %) и пара (у, %) и темперчту ры
кипения (t, °C) двойной смеси этиловый спирт—вода
(при 760 мм рт. ст.)
X 0 5 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 Азеотроп- ная смесь
У 0 33,2 44,2 53,1 57,6 61,4 65,4 69,9 75,3 81,8 89,8 100 89,4
t 100 90,5 86,5 83,2 81,7 80,8 80 79,4 79 78,6 78,4 78,4 78,15
Таблица 3-2
Вязкость этилового спирта и его водных растворов, спз
Кон- цен- тра- ция, % Температура, °C
—20 —10 0 10 20 30 40 50 60 80 100 120
100 2,38 2,23 1,78 1,46 1,19 1,0 0,825 0,701 0,591 0,435 0,326 0,248
80 — — 3,69 2,71 2,01 1,53 1,2 0,97 0,79 0,57 0,52 0,43
60 — — 5,75 3,77 2,67 1,93 1,45 1,13 0,9 0,6 0,45 0,34
40 « ' — 7,14 4,39 2,91 2,02 1,48 1,13 0,89 0,6 0,44 0,34
20 — 5,32 3,17 2,18 1,55 1,16 0,91 0,74 0,51 0,38 0,3
Таблица 3-3
Плотность этилового спирта и его водных растворов, кг!м*
Концен- трация, % Температура, °C
—20 0 20 40 60 80 100 120
100 80 60 40 20 Поверх» 823 эстное н 806 857 904 947 977 атяжение 789 843 891 935 936 ЭТИЛОВОГ 772 828 878 923 957 'О спирта 754 735 716 693 813 797 783 768 864 849 835 820 910 897 885 872 946 934 922 910 Таблица 3-4» и его водных растворов, дин/см
Концентра- ция, % Температура, °C
—20 0 | 20 40 60 80 100 ! 120
100 25,7 24 22,3 20,6 19 17,3 15,5 13,4
80 чг । 26 25 23 21 20 18 16
60 28 27 25 23 22 20 18
40 32 30 28 26 24 22 19
20 40 38 36 33 31 29 27
152
Таблица 3-5
Теплоемкость этилового спирта и его водных растворов, ккал/кг-град
Концен- трация, % Температура, °C
—20 0 20 40 60 80 100 120
100 0,505 0,547 0,593 0,648 0,708 0,769 0,839 0,909
80 0,64 0,68 0,72 0,77 0,82 0,87 0,93
-60 0,73 0,75 0,79 0,83 0,86 0,9 0,95
40 0,82 0,84 0,87 0,88 0,91 0,94 0,96
20 — 0,91 0,92 0,93 0,94 0,95 0,97 0,98
Литература. {Л. (15, (34, 48, 64, 65, 66, 68, 96].
Примечание. Расчет ректификационных установок связан с необходимостью
«подбора по справочникам необходимых значений физических и физико-химических
свойств и параметров для заданной смеси.
Ниже в табл. 3-1—3-7 приводятся эти данные для (этилового 'спирта и воды.
Таблица 3-6
Теплота испарения этилового спирта в зависимости от температуры
Температура, °C 0 20 40 60 80 100 120 140
Теплота испаре- ния, ккал/кг . . 220 218 215 210 203 194 182 170
Таблица 3-7
Удельная теплоемкость с, ккал{кг-град, вязкость р., спз, и теплопроводность
X, ккал!м-ч-град, паров этилового спирта в зависимости от температуры
Температура, °C 0 100 200 300 400 500 600
С 0,32 0,403 0,48 0,554 0,624 0,691 0,756
4* 0,00785 0,0108 0,0137 0,0167 0,0197 0,0226 . 0,0257
I 0,0111 0,0198 0,0302 0,043 0,0574 0,0738 0,0924
Расчет. Составляем принципиальную схему 'ректификационной
установки (рис. 3-5) и наносим на нее значения заданных величин.
Затем определяем количество дистиллята и кубового остатка.
Уравнение материального баланса для всего количества смеси
Gf=Gd+ Gw=4 000 ка/ч,
тде Gf — количество исходной смеси, кг)ч; Gd—количество дисстилля-
та, кг/ч; Gw — количество кубового остатка, кг/ч.
Уравнение материального 'баланса для низкокипящего компонента
Gfg,f—Gd6Zd4~ Gwaw
или 400 • ОД = GD-0,9+Gw-0,006.
Совместное решение этих уравнений дает:
Gd=420 кг/ч и Gw=3 580 кг/ч.
Определяем теоретическое число тарелок, при котором 'обеспечи-
вается полное физико-химическое равновесие между стекающей с та-
релки жидкостью и поднимающимися парами при полном перемеши-
’®ании жидкости на тарелке и равномерном распределений пара по ее
сечению.
153
Расчет ведем графическим способом с построением ступеней изме-
нения концентраций [Л. 48].
Для проведения расчета по этому методу необходимо построить
^х-даграмму. Определяем молярные доли компоненты в жидкости и
в равновесном паре х и у.
Молекулярные массы компонентов — этилового спирта и воды:
Рс — 46, PYiao — 18*
Молярная доля спирта C2HSOH в начальной смеси
«г Ю
____________________100_________________-лг-100
х —_________________—-— 4>_______4 9° /
а 100 —а. “10 , 100—10 — ^/о-
"й -----й---- 46 18
• с ГН2О
Молярная доля спирта С2Н5ОН в дистилляте
90
46
•100
=78%.
Вода
Греющий
пар
И;р=йат
BoB'i
t=50°C
7,
Готовый
продукт
|^см— 2О°С;
Т Gf-^OOO кг/ч
сходная смесь
Тубовой. остаток
Рис. 3-5. Схема установки для непре-
рывной перегонки смеси этиловый
спирт — вода.
1 — теплообменник; 2 — кубовый подогре-
ватель; 3 — ректификационная колонна;
4 — дефлегматор; 5 — сепаратор; 6 — кон-
денсатор.
90 10
“46 + “18
Рис. 3-6. Диаграмма равновесия для бинар-
ной смеси этиловый спирт—вода.
Молярная доля спирта C2HgOH в кубовом остатке
0.6
-46-100
XW 0,6 99,4 0,24%.
4б“+~йГ
По данным табл. 3-1 строим кривую равновесия разделяемой смеси.
На #х-диаграмме (рис. 3-6) проводим диагональ ОК и вертикальные
прямые:
xw-G,240/0; х^=4,2% и хи=78%.
Отмечаем точки W и N (пересечений диагонали соответственно с пер-
вой и третьей прямой) и точку Fx пересечения второй прямой с кривой
равновесия. Найденной точке 7ч соответствует концентрация спирта
в паре, равновесном с жидкостью ^=31,5%’ при концентрации спирта,
в жидкости Хр=4,2%'.
154
Определяем минимальное значение флегмового числа /?мин по фор-
муле (5J20) [Л. 48]:
n xd Уг________ 78—31,5 __. _
Амин— ур—Хр— 31,5 — 4,2 —
Принимая согласно заданию коэффициент избытка флегмы р
равным 2, находим значение практического флегмового числа
^ = ^==2.1,7 = 3,4.
На диаграмме ух откладываем отрезок ОМ = В, причем
В качестве рабочей линии укрепляющей части колонны проводим
на ух-диаграмме прямую MN. Точку пересечения этой прямой с xF
соединяем о точкой W, в результате чего получаем рабочую линию FW
исчерпывающей части колонны. Эти прямые выражаются следующими
уравнениями.
Рабочая линия ук-репляющей части колонны согласно [Л. 98]
R ~ । *о
y~~~R+ 1 Я+ 1 *
Рабочая линия исчерпывающей части колонны
__R+L | 1—L
у /?4-1 х"Т"Я4-1 xw>
т Gf ''
здесь х и у — текущие значения координат; -------количество исход-
но
ной смеси на единицу готового продукта.
По i/x-диаграмме определяем теоретическое число тарелок (ступе-
ней изменения концентраций). Для этого строим ступенчатую линию,
состоящую из горизонтальных и вертикальных отрезков, в пределах
изменения х от Xd до Xw-
Количество ступеней, соответ-
ствующее теоретическому числу та-
релок,
пт= 10 шт.
Для определения действительного
числа тарелок необходимо опреде-
лить коэффициент полезного дей-
ствия тарелки т]т:
Рис. 3-7. График для определения
к. п. д. тарелки.
По [Л. 32, 15] к. п. д. тарелки изменяется в широких пределах, от
0,2 до 0,9. Его можно определить по графику, представленному на
рис. 3-7, либо вычислить по уравнению т)т=0,49 (цжа)-0,245, описываю-
щему этот график. Здесь рж — вязкость разгоняемой жидкости, спз:
а — относительная летучесть.
По табл. 3-2 для температуры кипения исходной смеси /=91° С на-
ходим ~ 0,34 спз.
Относительную летучесть определяем [Л. 33] по формуле
TR —ТА
lga^9 -
1 В -Г 1 а
где 7 л =--=351,4° К, Тв = 373° К — температуры кипения компонентов.
155
lga=9^E^i4-=0>268; a=l,85; ъ=0,49(0,34-1,85)-ад45 » 0,5.
0/0 -р оО If*
Таким образом, в исчерпывающей части колонны будет 8 тарелок*
в укрепляющей —12, а всего 20 тарелок. Это количество рабочих та-
релок будет одинаковым для всех трех типов колонн *.
Для определения размеров колонны вычислим средние значения
основных параметров паровой смеси и жидкости в 'колонне.
Количество поднимающихся паров
G = Gp(fl+l) =420(3,4+1) = 1850 кг/ч=0,515 кг]сек.
Количество стекающей жидкости в укрепляющей части колонны*
равно количеству флегмы и составляет:
Оф=GdR=420* 3,4=<1430 кг/ч=0,396 кг/сек.
Количество стекающей жидкости в исчерпывающей части колонны^
Оь=Оф+Ор=4 430+4000=5430 кг/ч=1,51 кг/сек.
По рабочей линии до-диаграммы (рис. 3-6) определяем состав па-
ра в точке F, соответствующий составу исходной смеси, затем нахо-
дим среднюю молярную долю пара в верхней части колонны:
Рис. 3-8. Фазовая диаграмма для бинарной
смеси этиловый спирт — вода
0,215 + 0,78
Уу— о
= 0,498.
Средняя молярная доля пара
нижней части колонны
Уи
0,0024 + 0,215
2
=0,104.
Средняя молярная доля пара^
колонне
__ 0,498 + 0,104
#ср— §
=0,301.
По фазовой /х-диаграмме (рис. 3-8) находим, что величине дор=
=0,301 соответствует температура пара /П=92°С.
Средняя плотность пара при /П=92°С и р=1 ат по уравнению со-
стояния составляет:
- мпр 22,4«104 Л , ,
Рп -gf- —848 (273+92) *”^’71 Кг!М ’
где 7? — универсальная газовая постоянная, кгс • м/кмоль-град-, м„-г
средняя молекулярная масса пара, имеющего концентрацию уСр, опре-
деляемая по соотношению
aGi==maxa~^~mbxbz=maxa’^~mb(^ —хл)= 46-0,144-|- 18(1 — 0,144)=22,
’Кпд колпачковых тарелок зависит также от расстояния между тарелками и
может быть определен более точно по (Л 65, 66]
156
где ха — молярная доля спирта в жидкости при ^Ср=О,ЗО1; более точно
ее значение можно подсчитать по формуле
Уер 0,301
v _______________________46 _n J44
А~~ У<* . 1-Уср —0,301 1-0,301 “и’1 •
мл мп 46 18
A D
Объемный расход пара составит:
Уп==Я-=1^?=2610 ^ = 0,72 м*/сек.
Рп и,П
Средняя молярная доля жидкости в верхней части колонны
^=2£Ц±Д=0,4И.
Плотность жидкости в верхней части колонны
Рж.в = РнКхср+Рвк (1 - Хср) = 910,4-0,4114-964 (1 — 0,411)=942 кг/м*,
где рнк и рвк — плотности низкокипящего (спирта) и высококмпящего
(воды) компонентов при /=92° С (табл. 3-3).
Средняя молярная доля жидкости в нижней части колонны
хс,= 0-002+.°г041=о,О222.
Плотность жидкости в нижней части колонны
Рж.н=РнкЛср+Рвк(1 -Хср) = 960-0,0222 + 964(1 — 0,0222) = 964,3 кг/м\
Средняя плотность жидкости в колонне
Fw=942 + ^64’3 =953,2 кг/м’.
Объемный расход жидкости в верхней части колонны
1/'«=+=^=1'52 *’/«
Объемный расход жидкости в нижней части колонны
v'«=-^-=-^-=5,64 *•/«.
Г нс«н
Определим основные размеры колонны с капсульными колпачками.
Для уменьшения уноса жидкости с поднимающимися парами же-
лательно иметь большее расстояние между тарелками, но в этом случае
возрастает общая высота ко-
лонны.
По табл. 3-10 расстояние
между тарелками Ят для ко-
лонных аппаратов с капсуль-
ными колпачками принимают
200—350 мм и более.
Задаемся Ят=300 мм.
Определяем по рис. 3-9 по
значению Нт и рп=0,71 кг/м3
предельно допустимую ско-
рость пара в колонне wnp=
= 1,2 м/сек.
Рабочую скорость обычно
принимают равной (0,8 ч-1
0,9) Щдр, принимаем wp=0,8X
X 1,2=0,96 м/сек.
Рис. 3-9. График для определения допустимой
скорости пара.
157
Определяем сечение колонны
S ——0,72—0 75 лг2
°к «ъ 0,96 и,/0 м •
Таким образом, диаметр колонны DK= 0,977 м.
Принимаем согласно табл. 3-10 Z)K=1000 мм.
Активная высота колонны
Нк= (п— 1)#т= (20—1) Ят= (20—1)0,3=6,7 м.
Исходя из табл. 3-11, основные размеры нормализованных колпач-
ковых тарелок со сливными устройствами сегментного типа принимаем
при £)к=1 м. Количество колпачков пк=27 шт.
Б табл. 3-11 указано, что площадь f сечения переливной сегмент-
ной трубы в свету для этих условий при DK= 1 000 мм и п=27 состав-
ляет 0,026 м2, а длина сливного борта 585 мм.
Истинная площадь поперечного сечения колонны, свободная для.
прохода пара, равна:
SK=uS—5СЛ=0,785—0,026 «0,760 м2; здесь S — общая площадь ко-
лонны; 5сл — площадь, занятая колпачками.
Соответственно действительная скорость пара в свободном сече-
нии колонны равна:
уп 0,72 Пп. ,
SK — 0,760 —0’94
По условиям разбивки колпачков согласно табл. 3-111 количество
паровых патрубков равно 27. Выбираем круглые колпачки. При стан-
дартных патрубках с внутренним диаметром d™ =62 мм площадь
сечения одного патрубка равна:
Si=0,7i85-0,0622«0,003 м2.
Определим размеры колпачков. Поскольку при конструировании
колпачков исходят из равенства площадей, имеем: <$1=<$2=5з = <$4, где
Si — площадь поперечного сечения газового патрубка; S2— площадь
Рис. 3-10. Схема колонны с колпачковыми тарелками.
йпр — высота слива (высота приемной перегородки); Дйпр —
высота слоя жидкости над приемной перегородкой; йк —
высота колпачка; ^CE“k—h — высота слоя светлой жидко-
сти; /гпер — высота перелива; А — высота слоя вспененной
жидкости над переливом; Ят — расстояние между тарелка-
ми; Япер — высота слоя вспененной жидкости в переливном
устройстве; Япн — высота слоя пены на тарелке; ЛпрОр —
высота прорези; h — открытие прорези.
между верхним краем га-
зового патрубка и кол-
пачком; 53 — площадь
кольцевого пространства
между газовым патруб-
ком и колпачком; S4 —
площадь сечения проре-
зей одного колпачка. Схе-
ма колонны с указанными,
размерами колпачков при-
ведена на рис. 3-10.
Площадь S2 можно
определить по формуле
S2 = ^BH/z,
где h — расстояние от
верхнего края патрубка
до колпачка по вер-
тикали.
Из равенства Si=S2
имеем:
, St _ 0,003
К ~~ 3,14-0,062
=0,0154 15 мм.
158
Далее из формулы
Ss = 0,785 [d2 — (d”71.
так как, исходя из равенства 5Х = 53) при d“ap = 70 мм имеем:
<*•=/ (СР)а+о%5
=]/0,072 + =0,093 м.
Выбираем колпачки с внутренним диаметром 92 мм и наружным
диаметром 100 мм (что соответствует данным табл. 3-11).
Принимаем прямоугольные прорези шириной Ь=4 мм и высотой
h = 20 мм.
Площадь сечения одной прорези
Snp = 0,004 • 0,020 = 0,00008 м\
При условии равенства проходных сечений для пара в патрубке
и в прорезях 'колпачка определяем число прорезей в колпачке
Si о.ооз оо
Лпр Snp~ 0,00008 “"ЗВ шт*
Определяем скорость пара в прорезях. Фактическое живое сече-
ние в прорезях колпачков на одной тарелке составляет:
So = «к«пр5пр = 27 • 38 • 0,00008 = 0,082 м?.
Живое сечение прорезей
у—0,082 — 0 in
у SK 0,74 —
Тогда скорость пара в прорезях
=8,75 mJ сек.
Находим скорость, соответствующую полному открытию прорезей,
по формуле (17-21) [Л. 66]:
где а — коэффициент, равный 1 для колпачковых тарелок; £—коэффи-
циент сопротивления (табл. 3-8);
1 /9,8-953,2-0,02
Г 5А71
= 7,25 м,]сек>
Поскольку wo>^'o, принятые ком-
поновка и конструкция колпачков
обеспечивают полное открытие проре-
зей.
Определим гидравлическое сопро-
тивление тарелки Др, которое склады-
вается из сопротивления Др1 сухой та-
релки, сопротивления Др2 столба жид-
кости на тарелке, соответствующего
глубине барботажа и сопротивле-
Таблица 3-8
Коэффициент сопротивления £
для различных тарелок _____
Тарелки 5
Колпачковые 4,5—5
Ситчатые:
do=0,7—0,1 .... 1,82
do=O, 15—0,2 . . . 1,45
Провальные: 2,1
дырчатые
решетчатые .... 1,4—1,5
трубчато- решетча- 0,9—1
тые • •
159
ния Дрз, обусловленного силами поверхностного натяжения жид-
кости:
Др = Дрх + Др2+Др3.
Сопротивление сухой тарелки Дрх определим по формуле (17-24) из
[Л. 66]:
&Pi=t----—, н{м2,
где а>0 — скорость пара в прорезях; 5 = 5 [Л. 66], табл. 3-8.
. _ 0,71-8,752 ,
Api == 5 —-—5----=135 нм2.
£
Зная периметр (длину сливного порога) /7=0,58'5 м, определяем
высоту уровня жидкости над сливным порогом по формуле
At. 7 V№ \2/з
ДАпр £ 1,85/7/г ) ’
где k — отношение плотности пены к плотности чистой жидкости (при
расчетах принимают &=0,5).
А« / 5,66 А2/3—лею
3 600.1,85.0,585.0,5 ) ~и-и2-м-
Для верхней части колонны
А. _____/ 1,52 \2/з ППЛЙ1
А«пр.в 3 600-1,85.0,62.0,5 J —и,ииб1 М-
. Для нижней части колонны
Дйпр.н ( 3600.1,85.0,62.0,5 ) =°’0195 м ~ °’020 м-
Сопротивление столба жидкости на тарелке Дрг вычисляем по фор-
муле (17-25) [Л. 66]: /
Дра = 1 ,3£&рж (в -| g F А^пр »
где £=9,81 м!сек2; k =0,5; рж— плотность жидкости, кг!м3; е — расстоя-
ние от верхнего края прорезей до верха сливного порога, м, принимаем
е=20 мм; h — высота прорези, м; ДДпр— высота уровня жидкости
над сливным порогом, м.
Для верхней части колонны
Др„=1,3-Э,81-0,5.Э42( 0,02 + ^+0,0081 )=228 н/м2.
Для нижней части колонны
Д₽г.«=1,3-Э,81 -0,5.Э64,3 (0,02+^+0,020)=307 «/л*.
Сопротивление, обусловленное силами поверхностного натяжения,
вычисляем по формуле (17-28) [Л. 66]:
где о» — поверхностное натяжение жидкости, н/м; da — эквивалентный
диаметр прорези в колпачковой тарелке, м:
r _
8—2(* + йяр)
4.0,004.0,02
2(0,004 + 0,02)
=0,0067 м.
160
Величина поверхностного натяжения о» находится по табл. 3-4;
для верхней части колонны при /ж = 80,'5сС, xcp=0,411 ож.в~24 дин/см—
= 24* 10-3 н/м, для нижней части колонны (/Ж=95°С, хсР=0,022)
Он; и — 56 дин/см — 56 • 10~3 н/м.
Следовательно, для верхней и нижней частей колонны сопротивле-
ния будут соответственно:
А 4-24-10-8 , А 4-56-10-8 qq j- , 2
+?зв— 6 0067 ~—14,3 н/м, 0,0067 33,5 Н/М.
Общие сопротивления тарелок:
Дрв= 12 (135 + 228+14,3) = 4 520 н/м2-,
ДРн = 8 (135+ 307+ 33,5) = 3820 н/л*2;
2Др = Д/?в + Дрн = 4 520 + 3 820 = 8 340 н/м2.
Произведем расчет колонны с ситчатыми тарелками. Принимаем
согласно рекомендации в § 3-3 следующие характеристики тарелок:
диаметр отверстий d=4 мм, шаг от-
верстий /=12 мм, толщина тарелки
6=3 мм, высота сливного порога
^пР=40 мм, свободное сечение тарел-
ки /сВ=0,09—9% от общей площади
тарелки.
Для того чтобы не было уноса или
захлебывания, скорость пара на тарел-
ках должна быть ниже предельной
скорости, зависящей от расстояния
между тарелками, которое для ситча-
тых и решетчатых барботажных таре-
лок принимают от 200 до 300 мм.
Выбираем Ят = 0,25 м.
Высота нижней исчерпывающей
части колонны
Рис. 3-11. График для определения
предельной скорости wnpeH в свобод-
ном сечении при различном расстоя-
нии Hi между тарелками.
#н.т =0,25 (8—1) = 1,75 м.
Активная высота верхней укрепляющей части колонны
Нъ_т=0,25(12— 1) =3,25 м.
Общая активная высота колонны #=1,75+3,25=5 м.
Определяем предельную скорость пара в колонне по графику 3-11:
J*n -— °-’71 _7 до. in-*-
рж 953,2 — ’
тогда wnp~l м/сек.
С учетом поправочного коэффициента для ситчатых тарелок
^пр~ 1 * 1,35= 1,35 м/сек,
следовательно, рабочая скорость пара w=0,8 суПр=0,8• 1,35= 1,08 м/сек.
п__________________-f Vn __ Г 0J20 n QQ
U V 0,785w—Г '0,785-1,08 —М>
по табл. 3-10 принимаем наиболее близкий диаметр ситчатой колонны
900 мм.
11—1243 ' 161
Действительная скорость пара в колонне
w= 1,08 =1,10 м/сек.
Для расчета гидравлического сопротивления ситчатой тарелки при
пузырьковом барботажном режиме можно использовать уравнение
(4-72) [Л. 66].
Для расчета сопротивления орошаемой ситчатой тарелки при пен-
ном режиме, когда исчезает барботажная зона и работа тарелки рав-
номерна, воспользуемся критериальными уравнениями Носкова и Со-
колова:
Др=0,0135»'’28 (-i-Г ** вод.ст.,
f * о гп ГЖ пер G J 6 j '
где wo — скорость пара в отверстиях тарелки, м/сек; о — поверхностное
натяжение жидкости, дин/см; рп и рж — плотности пара и жидкости,.
кг/м3; hnep — высота сливного порога, мм; L/G —отношение массовых
расходов жидкости и пара; с//о— отношение диаметра отверстий к тол-
щине тарелки. В этой формуле п=0,135 при L/G<^.
г«Уо = -ц-=^09=10,2 м/сек-
Величина поверхностного натяжения для верхней и нижней частей
колонны были определены при расчете колонны с колпачковыми та-
релками:
ож.в=|24 дин/см; ож.н=56 дин/см.
Отношение L/G определяется следующим образом.
Для верхней части колонны средние мольные доли жидкости и
пара
^ср=0,411; £/ср = 0,498;
средняя молекулярная масса жидкости
7Их=46-0,411 • 18-0,589 = 29,5;
средняя молекулярная масса пара
Му = 46 • 0,498 + 18 - 0,502 = 31,93.
Отношение массовых расходов в верхней части колонны
(4) =°’77344=0’714-
\ /в
Аналогично вычисляем отношение массовых расходов в нижней ча-
сти колонны:
( L \'__R + F __ 3,4+ 19,5 г 9> xD — xw __ 0,78 — 0,0024 inc.
\Gj /?+1 3,4+1 °’2’ P~~xF — xw 0,042 —0,0024
хср = 0,0222; г/ср = 0,104; Мх=46-0,0222-18-0,9778 = 18,62;
УИ„ = 46-0,104+ 18-0,896 = 20,89; =Д2^||=4,64.
Гидравлическое сопротивление тарелки в верхней части колонны
Дрв = 0,0135-11,41’28-24°-09-0,710’4 * * * * * * *-0,9420’81-400>18«0,714°’,38Х
X 10>12 = 21,6 кг/м2 ~ 214 н/м2.
Аналогично этому сопротивление тарелки в нижней части колонны
Дрн=0,0135-11,41-28-56о’0в-0,710-4.964,30’81-40о-18Х
X 4,64°>138 • 1 °.12 = 30,3 кг/м2 303 н1м2.
Общее сопротивление колонны
2Др = Д/?впв-}-Д/7н«н = 214- 12-)-303-8 = 4990 н/м2.
162
Проверим достаточность принятого расстояния между тарелками по
выражению, рекомендованному в [Л. 66]:
1,8-^-,
рж£
т
где Нт — расстояние между тарелками, м; &р — сопротивление одной
тарелки, н!м2; рж — плотность жидкости, кг/м?.
Эту величину подсчитаем для гидравлического сопротивления
дАр = ^£!±^л =511+^=259 я/ла
и средней плотности по колонне рж = 953 кг]м?:
Hj. 1,8 953.9 81 — 0,05 м.
Это гораздо меньше принятого для расчета /7=0,25 м. Произведем
расчет колонны с насадкой из колец Рашига. Диаметр колонны опре-
деляется в зависимости от количества и скорости поднимающихся па-
ров, которая в свою очередь зависит от типа выбранной насадки.
Для беспорядочно засыпанных керамических колец Рашига раз-
мером 25X25X3 мм согласно табл. 3-12 удельная поверхность f—
=204 м2!м3 и свободный объем Vc —0,74 м31м3.
Оптимальную скорость пара, соответствующую началу подвиса-
ния, определим по методике [Л. 66].
Критерий Архимеда определяем по формуле
< gdg рп (рж + рп)
Аг =--------Z------,
Н'п
< и и < 4VC 4*0,74 о ni л с
где аь—эквивалентный диаметр насадки, равный: аэ=-т-=—nxj—= 0,0145
р.п— вязкость паров этилового спирта при среднем содержании ус^ = 0,301
и соответствующей ему температуре /П = 92°С; по табл. 3-7 рп=105,4Х
Х'Ю4 спз (0,1054* 10~4 н-сек/м2); рп— средняя плотность пара; рж —
плотность жидкости при вычислении критерия Аг, для нижней и верх-
ней частей колонны плотность жидкости берется равной соответственно
Рж.н И Рж.в»
Критерий Архимеда для верхней части колонны
д _ 9,81-0-01453-0,71 (942 — 0,71) __ . R П8
АГв (0,1054-10-4)2 1,0* 1U.
Критерий Архимеда для нижней части колонны
д 9,81.0,01453.0,71 (964,3 — 0,71) i ос щв
АГН — (о, 1054-10~4)2 — 1 ,оО • 1U .
Критерий Рейнольдса для верхней части колонны
Re, = 0,045 Аг0,57 (-£-Y’4’= 0,045- (1,8-10“)°-” (SY’4’=2 430.
Критерий Рейнольдса для нижней части колонны
Re„ = 0,45 Ar"'57 (^-У'43 =0,045 (1,85-108)»-
1 850 \
5 430 J
0,43|
= 1455.
11*
163
Скорость пара, соответствующая началу подвисания жидкости для
верхней части колонны:
<=^=2430™054^0-=184 м!сек_
Рабочая скорость пара в верхней части колонны wo=O,8 &уо = О,8Х
X 1,84=4,47 м/сек.
Скорость пара, соответствующая началу подписания жидкости для
нижней части 'колонны:
,, Re"ftin 1 455-204-0,1054.10-4 , , ,
w "° = -----ГОЛ-------=1 ’1 м1сек-
Рабочая скорость пара в нижней части колонны
w"n O,8t<y"o = 0,8 -1,1 м/сек = 0,88 м/сек.
Площадь сечения и диаметр укрепляющей части колонны:
с Уи £12?-— 0 49 м2' D l/'^y О 7Q м
—1,47“"и’4У ’ /;у— У —У э н—0,79 М.
Площадь сечения и диаметр исчерпывающей части колонны:
о __ Уд —0,72__поп „2.
0 88 —U,C2 Ji ,
D„!=l/'—= 1,02 м.
*“ г 7С
Принимаем диаметры укрепляющей и исчерпывающей частей ко-
лонны £)у=0,8 м и Ри=1 м; при этом скорости будут равны соответст-
венно:
, 4УП 4-0,72 t „о .
‘з>14.о,82 ’43 м/сек,
4УП 4-0,72 Л АО ,
п з,14-12 м/сек*
Определим коэффициент смачиваемости и толщину пленки. Плотность
орошения насадки верхней части колонны
l/г *4 52.4
у»=-^-=4те=3’02
Плотность орошения насадки нижней части колонны
г г 5,64-4 - ч/ 2
t/н = = з^14,-j;о>-=7,18 м3/м2-ч.
Эквивалентную высоту насадки определяем по приближенной формуле
(21-59) [Л. 88]1:
«, _ X, ^Нас -МиР ,
п& — W~t~'
где k — эмпирический коэффициент для большинства органических
жидкостей (за исключением уксусной кислоты); для керамических ко-
лец диаметром 6 мм принимается равным 88, для других диаметров
в формулу добавляется множитель -g22; dsac — диаметр выбранных ко-
лец насадки, мм; мп—молекулярная масса разгоняемой смеси;
1 Более точный расчет — см. стр. 689, Справочник химика, т. V, Госхимиздат, 1968.
164
р — плотность флегмы, г!см?-, Т — средняя температура в колонне, °К?
ф — коэффициент, учитывающий смачивание насадки (для данных
условий принимаем для верхней колонны 0,4, для нижней 0,6).
Л'э = 88
25
6-0,4
22-953,2-10-»
' 273 + 92
=52 см\
/г"э = 88
25
6-0,6
22-953,2-10-»
5 273 + 92
= 35 см.
Высота верхней (укрепляющей) части колонны
Яв = пвЛ'8= 12-0,52 = 6,2 м.
Высота нижней (исчерпывающей) части колонны
Ян = ин/г"э = 8-0,35 = 2,8 м.
Общая высота колонны (насадки)
Нк = 6,2 2,8 = 9 м.
Определим гидравлическое сопротивление парового тракта ко-
лонны.
Гидравлическое сопротивление слоя орошаемой насадки высотой
1 м для системы пар — жидкость ниже точки инверсии рассчитывается
по формуле (9-74) [Л. 98]:
Лр_-=(Ар_\ [14-5 15<2н1_>0’342 < Р° У’19/ н-ж \°-038 1
Н \ Н 'cl \ О J \ Рж ) V Р*П J J*
где ~ сопротивление слоя сухой насадки высотой Л л«, н}м*1м1
— вязкость жидкости, спз (табл. 3-2), для верхней части колонны
при /=80,5°С (хср=0,411) Цжв = 0,6 спз, для нижней части при /=95°G
(хер— 0,022) Цж н—0,31 спз.
( Ьр \ _ > pXf
I Н k с 24V3
Определим сопротивление верхней части колонны.
Число Рейнольдса
г)рг __4и/пРп__ 4-1,43-0,71 ____. ЙОП
П п р-nf -_0,1054-10-4-204~"1 оэи’
При Re >>40 коэффициент трения 5 определяется по формуле
я 16 16
* (Re'n)V ~ 1 890V
Потеря давления на 1 м высоты сухой насадки:
Др \ _____о 0,71-1,432-204
Н } — 6,04 24-0,74»
/ с
= 321 н]м2/м.
Сопротивление орошаемой насадки в верхней части колонны:
1+5,15
1 430
1 850
0,342 /0,71 \0.19/ 0,6 \0,038
I (>4Г) ^ 0,01054 )
= 774 н^м^м',
Дрв=774-6,2 = 4800 н/м*.
Определим сопротивление нижней части колонны.
Число Рейнольдса
4.0.92.0,71 =1215
Пргг ____ 4tt>"nPn ____________________
П — 0,1054-10-*.204
16Б
Коэффициент трения
_1Ё_ — __1Ё—=4 14
(Re"n)°.2 12150.2 ’
Потеря давления на 1 м, высоты сухой насадки:
/Дрн X л 1Л 0,71-0,92^ 204 .
Нг) =4'14-----------f-------4-0.74» =|55 Н1М1М-
Сопротивление орошаемой насадки в нижней части колонны:
155 Fl 115 15/5 430X0,342 / 0,71 у,19/ 0,31 5о38 1 49О н/„2/л£.
—1ЬЬ[1"Ьй’1\1 850 J ( 964,3; 0,01054 J ™ Н[М [М,
Д/?н = 490 • 2,8 = 1 360 н/м2.
Общее сопротивление колонны
ЕДр = Дрв + Дрн = 4 800 +1 360 = 6 460 н/л^.
Определим расход пара на подогрев смеси в теплообменнике и на
испарение в колонне.
«По фазовой диаграмме рис. 3-8 находим температуру кипения ис-
ходной смеси
fF = 91° C(xf = 4,2%).
Температура кипения дистиллята
/ч=78/ГС(-го=78«/„).
Температура кипения остатка
= 99,8° С (л^ = 0,24%).
Количество тепла, вносимое начальной смесью:
(аР 100 — ар X ,
Сс 100 I Су Гбо ) F
= 4 000 (о,8 4- 1 100i~010 ) 91 = 356 000 ккал/ч,
где св — удельная теплоемкость иоды; сс — удельная теплоемкость (спир-
та; ар — содержание спирта в исходной смеси, % по массе.
Здесь и далее удельные теплоемкости берутся по табл. 3-5 и 3-7.
Количество тепла, вносимое в колонну греющим паром:
0.2—D (i iK),
где i и iK — энтальпия водяного пара и его конденсата при атмосферном
давлении, ккал/кг.
Тепло, вносимое флегмой:
_ ( ал 100 — ап X
0з~^В^СФ СсТбО"^“Св 100^ /
= 420-3,4[о,765-^-4- 1 —017б~) 78,7 = 87 000 ккал/ч.
Тепло, уносимое парами, поднимающимися с верхней тарелки в деф-
легматор:
Q4 = Gd(1+/?)
Г Л2-_Цг 100~~aD^ t ( Л ^р_1 100 —aD * 1
Гс 100 “гГв 100 /"Гх с 100 11! 100 JlD\
где гс и гъ — теплоты парообразования компонентов; гс — из табл. 3-6.
(1 +3,4) [(203^4-552,1
96 . . 100 —96 \7О „ 1 /
Too" "1“ 1 —ioo— )7°>7 —514000 ккал/ч.
166
1 210 кг/ч.
Тепло, уносимое с кубовыми остатками:
п п „ aw । 100 — aw\, о кол 0 839—4-
Q6 — Gw сс jpg 4- Св юо j — 3580^ > ioo
4-1 ^о^)99’8 = 357000 ккал!4-
Тепло, затрачиваемое на подогрев исходной смеси от первоначаль-
ной температуры Z=i50°C до температуры кипения 4=91° С:
Фпод — 50).
Здесь удельная теплоемкость исходной смеси c'F берется по средней тем-
пературе <с₽=!-91+50 =70,5° С (табл. 3-5).
фпод = 4000 (0,739 4- 1 ) (91— 50) = 160000 ккал/ч.
Уравнение теплового баланса для колонны
Qz = D (/п — 4) = — Qi — Q3 Qi 4~ Q5 4~ Фпод-
Расход греющего пара с учетом 5°/0 потерь в окружающую среду
jj 1 »05 (Q4 + Qs + QnpB — Qi — Qa)
i ts
__1,05 (514 000 4- 357 000 + 160 000 — 356 000 — 87 000) _
— 654 — 143 ~
Расход охлаждающей воды в дефлегматоре
/ aD 100 — aD X
1V7 _ gdr v°~foo +Гв ioo J
f\—t\ —
f 96 — 100—96 \
420-3,4 I 203 iqq552,1 jqq )
=------------------------------6 200 кг! ч.
65 — lb '
Расход охлаждающей воды в конденсаторе
aD 100 — aD\ ( aD 100 — aD XI
r° 100 + Гв 100 ) Vе 100 + Св 100 JJ-VD-*«)
Wa=------------------------------------------------------e
И 96 , 100 — 96 X . I 96 100 — 96 XI
203 100 +552’1 ioo J Ц°’765Т00 + 1 100 j J (78,7 — 20)
65 — 15
= 2200 кг/ч.
Заключение no сравнительным расчетам ректификационных колонн.
Сравнительные технические данные рассчитанных типов колонн сведе-
ны в табл. 3-9, которая показывает, что наиболее дешевой является для
данных условий насадочная колонна.
Таблица 3-9
Ср авнительные технические данные рассчитанных типов колонн
Тип колонны Активная высота колон- , ны, м Диаметр колонны, м Гидравличе- ское сопротив- ление тракта разгоняемой смеси, я/л«*
Тарельчатая колпачковая 5,7 1 8 340
Ситчатая ......... 4,75 1 4990
Насадочная 8,0 0,8 и 1,0 6460
167
Следует, однако, заметить, что габариты ректификационных ко-
лонн следует сравнивать не по активной, а по действительной высоте
с учетом, например, размещения распределительных тарелок и опорных
решеток в насадочной колонне, которые увеличивают габариты наса-
Рис. 3-12. Габаритные размеры трех типов спроектированных ректифика-
ционных колонн.
с — с насадкой из колец Рашнга; б — с капсульными колпачками; в — с ситчатыми
тарелками.
168
дочной колонны и ее гидравлическое сопротивление, которые не учиты-
вались в выполненном расчете. С учетом этих факторов ректификаци-
онная колонна с ситчатыми тарелками по габаритным условиям и по
гидравлическим сопротивлениям имеет лучшие показатели по сравнению
с рассмотренными колоннами.
Как это показано на рис. 3-12, ее высота почти в 2 раза меньше
насадочной колонны.
3 3. ХАРАКТЕРИСТИКА РЕКТИФИКАЦИОННЫХ КОЛОНН
И ИХ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
Ректификационные колонны в зависимости от назначения могут изготавливаться
из чугуна к 1стали. Они могут иметь насадки из различных типовых тарелок с капсуль-
ными и туннельными или прямоугольными колпачками 1, с ситчатыми или решетчатыми
тарелками и с насадками из колец Рашита или других материалов.
На рис. 3-13 -приведены основные типы ректификационных аппаратов, а в табл. З-Ю
даны их характеристики. На рис. 3-И4 и -3-15 показаны различные конструкции тарелок,
а в табл. 3-111 даны характеристики капсульных колпачков. В табл. 3-1'2 дана харак-
теристика насадок, применяемых в ректификационных колоннах.
Рис. 3-13. Типы ректификационных колонн.
а — с туннельными желобчатыми колпачками: б — с капсульны-
ми колпачками: в — с ситчатыми тарелками; г — с насадками
из колец Рашита; / —тарелка с туннельными колпачками; 2 —
тарелка с капсульными колпачками; 3 — ситчатая тарелка; 4 —
насадка. 5 —сливные трубки; 6 — тарелка для равномерного
орошения насадки: 7 — люк; 8 — опорная решетка.
1 Как было указано ранее, тарелки с туннельными или прямоугольными колпач-
ками (рис. 1-12,я) по ряду присущих им недостатков в новых колоннах не применяются
и выдача по ним курсовых проектов не рекомендуется.
169
Табляца 3-10
Колонные аппараты из углеродистой или кислотостойкой стали для избыточного давления от 0,005 до 16 ат
Колпачки
Наименование Внутренний диаметр, мм Расстояние между тарелка- ми, мм Обозна- чение диаметр, мм шири- на, мм Переливное устройство Основание тарелки
Колонные аппараты с туннельными колпа- чками, рис. 3-13,л Колонные аппараты с капсульными кол- пачками (см. также табл. 3-11), рис. 3-13, б (1 200), 1400, 1 600, 1 800, 2 200, 2 600, 3000 400, 500, 600, 800, 1 000 400, 500, 600, 700 1200 , 250 , 300 , 350 , 400, ’450, 500 (свыше 500 не нормализуется) тст TCK-I 80 70,80 Перелив диамет- ральный. Слив флег- мы через круглые трубы Разъемное
1000, 1 200, 1 400, 1 600, 1 800 (2 000), 2 200, (2400), 2 600, 3 000 TCK-III 100 — Перелив диамет- ральный. Слив флег- мы через сегмент- ные трубы Неразъемное
(1 200), 1 400, 1 600, 1800, (2000), 2200, (2400), 2600, 3 000 300, 350, 400, 450, 500 (свыше 500 не нормали- зуется) ТСК-Р 100 — Разъемное из несколь- ких частей
Колонные аппараты без насадочные (ре- шетчатые), рис. 3-13, в 400, 500, 600 200, 300, 350, 400, 450 600 (последнее при установке люка) ТСБ-1 — — Без переливного устройства Неразъемное
800, 1 000, 1 200, 1 400, 1 600 , 1 800 (2 000), 2 200, (2 400), 2 600, 3000 Разъемное из несколь- ких частей
Продолжение табл. 3-10
Наименование Внутренний диаметр, мм Расстояние между тарелка- ми, ММ Обозна- чение Колпачки Переливное устройство Основание тарелки
диаметр, мм шири- на, мм
Колонные аппараты безнасадочные (ситча- тые), рис. 3-13, в 400, 500, 600 200, 300, 350, 400, 450, 600 (последнее при установке люка) ТСБ-П — — Без переливного устройства Неразъемное
800, 1000, 1200, 1 400, 1 600, 1 800, (2 000), 2 200, (2 400), 2 600, 3 000 Разъемное из несколь- ких частей
Колонные аппараты насадочные, рис. 3-13, г 400, 500, 600, 800, 1 000, 1 200 (1 400), (1 600) , (1 800), (2 000), (2 200), (2 400), (2 600), Не нормализуется тсн-п — — Без переливного устройства Неразъемное или разъ- емное из нескольких ча- стей
(о UUU) тсн-ш —- — Неразъемное или разъ- емное из двух половин на болтах
TCH-IV — — Разъемное из несколь- ких частей для прохода через люк
Примечания; 1. Диаметры колонных аппаратов, взятые в скобки, применять не I рекомендуется.
2. При наличии штуцеров для подачи или отбора жидкости расстояние между тарелками не мйяее 300 мм.
В колоннах с насадками последние укладываются иа решетки Между ярусами
оставляют свободный объем высотой 300—500 мм, >в котором для равномерного рас-
пределения флегмы устанавливают распределительные тарелки Распределительная та-
релка показана на рис. 3-16 и ее типоразмеры—-в табл. 3413. Корпуса колонных апна-
ратов из стали могут 1быть сборными «а фланцах 1(тип I), а также цельнооваре-гными
«отъемными (тип II) и неотъемными днищем и крышкой 1(тип III)
Рис. 3-14 Тарелки колонных аппаратов с кап-
сульными колпачками.
/ — колпачок; 2 — крепление колпачка; 3 — сливная
труба; 4 — диск тарелки
При изготовлении ситчатых тарелок из стальных листов толщиной s диаметр
«вверстай принимается не менее 1,33s для углеродистой стали и не менее l,<80s для
паслотостойкой стали, а шаг между отверстиями не менее трех диаметров отверстия.
Таблица 3-11
Характеристика колонных аппаратов с капсульными колпачками
Колонный аппарат • ЕГ ш о Си О . ае 3 а?
О 8 ч га Е ч X га ю X о Ч - £Х 03 Площадь сечения Площадь o'-
Тип внутрен- ний дна- Е . X Ч ® ае и t=o перелив- сечения о
предки площадь перечной чения, F сх & =5 о х к 4 га- га * н о ной сег- ментной паровых патруб- о
метр, мм S Ч га 5 и Ч к о S 3м S g Длин борте s g ™ 5 трубы, м? ков, мг "й ч.
TCK-I 400 0,125 80 6 1,51 235 0,005 0,0120 9,5
500 0,196 10 2,51 300 57X3 — 0,0196 10,0
600 0,283 13 3,25 355 57X3 0,0255 9,0
800 0,502 29 7,29 500 89X4 — 0,0570 11,4
1000 0,785 34 8,54 585 108X4 — 0,0667 8,5
тск-ш 1 000 0,785 100 27 8,50 585 — 0,026 0,0820 10,4
1 200 1,13 34 10,7 770 — 0,054 0,103 9,0
1 400 1,54 56 17,6 870 — 0,054 0,169 11,1
1 600 2,01 66 20,7 1 000 — 0,09 0,200 10,0
1 800 2,54 96 30,1 1 100 — 0,09 0,290 4,4
(2 000) 3,14 129 40,5 1 140 — 0,09 0,380 12,1
2 200 3,81 147 46,2 1 420 —— 0,218 0,444 11,7
(2 400) 4,51 163 51,2 1 680 — 0,29 ‘ 0,490 10,9
2 600 5,29 208 65,3 1 740 — 0,29 0,630 11,9
3000 7,07 284 89,2 2 040 — 0,428 0,856 12,1
Т К-Р (1 200) 1,13 100 41 12,9 720 —— 0,08 0,120 10,6
1 400 1,54 56 18.5 870 — 0,098 0,178 11,6
1 600 2,01 70 22,0 1 000 — 0,125 0,212 10,0
1 800 2,54 100 31,4 1 100 — 0,223 0,320 11,4
(2 000) 3,14 129 40,5 1 140 — 0,327 0,380 12,1
2 200 3,81 151 47,4 1 420 — 0,337 0,455 12,4
: (2 400) 4,51 169 53,1 1 680 — 0,490 0,510 11,3
2 600 5,29 212 66,6 1 740 — 0,478 0,640 12,1
3000 7,07 288 90,5 2 040 — 0,681 0,870 12,3
172
Таблица 3-12
Характеристика насадок
Вид насадки Размеры элемен- та насадки, мм Удельная поверх- ность, мЦм3 Свобод- ный объ- ем, м3/м3 Число штук в 1 -«а Насыпная плотность насадки, кг}м3
Кольцевая насадка (коль- ца Рашига) при засып- ке в навал: керамическая 5X5X1,0 1 000 0,62 4 000-10’ 900
» 8X8X1,5 550 0,65 1 280-10’ 850
я 10X10X1,8 440 0,69 700-10’ 750
я 12X12X1,8 360 0,67 390-10’ 800
я 15X15X2,0 310 0,71 210-10’ 700
я 20V20X2.2 240 0,73 95-10’ 650
я 25X25X3,0 195 0,75 46-10’ 600
я 30X30X3,5 165 0,76 25-10’ 570
я 35X35X4 135 0,78 185-102 520
я 50X50X5 95 0,79 58-102 500
5» 60X60X6 78 0,78 3 350 520
Я 60X60X8 78 0,74 3 300 630
Я 70X70X7,0 72 0,78 2 100 530
Я 80X80X8,0 60 0,78 1 530 535
Я 80Х80ХЮ 60 0,77 1 530 560
Я 100Х100ХЮ 44 0,81 750 450
Я 120X120X12 35 0,82 450 420
стальная 8X8X0,3 630 0,90 1 500-10s 750
я 10ХЮХ0,5 500 0,88 770-10’ 950
я 12X12X0,5 400 0,90 440-10’ 800
я 15X15X0,5 350 0,92 230-10’ 660
я 18X18X0,5 300 0,92 120-10’ 640
я 25X25X0,3 220 0,97 52-10’ 240
я 25X25X0,8 220 0,92 50-10’ 640
я 35X35X1,0 160 0,93 19-10’ 570
я 50X50X1,0 100 0,94 6 500 430
я 50X50X1,2 100 0,93 6 500 520
я 70 X70X1,5 75 0,94 2 300 440
я 100X100X1,5 48 0,96 750 310
Таблица 3-13
Техническая характеристика распределительной тарелки типа ТСН-II
(рис. 3-16)
Диаметр колонны аппарата, мм Диаметр тарелки, мм Жидкостный патрубок Диаметр колонны аппарата, мм Диаметр тарелки, мм Жидкостный патрубок
Наружный диаметр, мм Количест- во, шт. Суммарная площадь в свету, ММ3 Наружный диаметр, ММ Количест- во, шт. Суммарная площадь в свету, ММ1
400 250 19 0,0066 1 600 1 000 95 0,194
500 300 25 31 0,0107 1800 1 100 121 0,247
600 350 37 0,0127 2 000 1 120 139 0,283
2 200 1 350 57,0 187 0,382
800 500 37 0,045 2 400 1 450 211 0,430
1 000 600 44,5 55 0,067 2 600 1600 253 0,516
1 200 750 91 0,111 3000 1 800 325 0,663
1 400 850 121 0,148
173
Рис. 3-15. Конструкции решетчатых и ситчатых тарелок для колонных аппаратов 400,
500 и 600 мм.
а —тарелка ТСБ-1; б —тарелка ТСБ-П; / — основание тарелки; 2 — опорная труба; 3—опорное
полукольцо.
Рис. 3-16. Тарелка типа ТСН-П для равномерного
распределения флегмы в насадочных колоннах.
/ — собирающий конус; 2 — основание тарелки; 3 — патрубок
для жидкости.
Глава четвертая
СУШИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ
4-1. МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ К ПРОЕКТИРОВАНИЮ
СУШИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
Основные принципы рационального проектирования сушильных
установок. В настоящее время в промышленности, строительстве и
в сельском хозяйстве применяется огромное количество самых разнооб-
разных сушилок, о чем свидетельствует приведенная в табл. 4-1 далеко
не полная их классификация.
При проектировании сушильных установок стремятся к достиже-
нию максимальной интенсификации процесса сушки и улучшению каче-
ства высушиваемого материала.
174
В соответствии с этими условиями выработаны рациональные уело
вия технико-экономического Проектирования сушильных установок, пре-
дусматривающие. а) непрерывность процесса сушки, б) увеличение
агрегатных мощностей, в) совмещение в одном агрегате процесса суш-
ки с другими технологическими процессами (обжига, помола, полиме-
ризации и т. п.), т е создание комплексных укрупненных высокопроиз-
водительных и в то же время достаточно компактных, надежных и безо-
пасных в техническом отношении агрегатов, г) применение оптималь
ных параметров теплоносителей и технологических режимов, д) приме-
нение интенсивных комбинированных способов сушки, дающих наи-
больший эффект для данного высушиваемого материала, е) механиза-
цию и автоматизацию процесса и облегчение условий труда обслужи
вающего персонала, ж) рациональное включение сушильной установки
в тепловую схему промышленного предприятия, использование вторич-
ных энергоресурсов, возврат конденсата, борьба с тепловыми потерями,
утечками пара и конденсата
Вопросы проектирования и выбор типа сушилки На той стадии
проектирования, когда уже определен конкретный тип сушилки, но ни
один из типовых проектов не подходит, необходимо выполнить следую-
щее
а) определить или выбрать оптимальный режим сушки материала,
определяемый значениями температуры, влажности и скорости сушиль-
ного агента относительно материала,
б) выбрать вид сушильного агента — воздух, топочные или инерт-
ные газы,
в) выбрать тип и количество вентиляторов (осевых или центробеж-
ных) и их расположение в сушильной камере (нижнее, верхнее, боко-
вое, смешанное и т п ) или расположить их вне камеры,
г) при сушке воздухом выбрать тип калорифера (компактный, пла-
стинчатый, из ребристых или гладких труб) или при сушке топочными
газами тип топочной камеры со всем ее вспомогательным оборудова-
нием;
д) выбрать тип транспортных устройств — ленточный транспортер,
конвейер, вагонетки или тележки,
е) определить количество и месторасположение датчиков и кон-
трольно-измерительных приборов и выбрать систему регулирования
процесса сушки
Кроме того, сушилка должна быть вписана в общий технологиче-
ский поток предприятия с учетом тепло- и энергоснабжения и транс-
портных условий, и могут возникнуть дополнительные вопросы, напри
.мер, о месте ее расположения — в цехе или на открытом воздухе
Выбор оптимального типа сушильной установки для какого-либо
^материала, который можно сушить разными способами и в различных
типах сушилок (например, сушка мелкозернистого материала может
осуществляться в трубах-сушилках, в барабанных и трубчатых сушил-
ках, в кипящем слое, в вибро-сушилках и т п ), представляет собой
сложную технико-экономическую задачу, и только технико-экономиче-
ское сравнение расчетов различных вариантов конкурирующих типов
•сушилок может определить оптимальный тип сушилки для данного ма-
териала Однако вследствие своей трудоемкости эти задачи могут
являться либо тематикой дипломного проектирования, либо при курсо-
вом проектировании решаться несколькими студентами.
Зависимость методики расчета сушилки от способа и подвода тепла к высушивае-
мому материалу Методика теплового расчета в значительной степени зависит от спосо
ба подвода тепла Если при конвективном способе подвода тепла к сушимому материа-
лу режим сушки определяется температурой t, скоростью v и относительной влаж
ностью <р сушильного агента, т е параметрами, которые определяют продолжительность
сушки материала при заданном количестве высушиваемого материала, то при других
способах подвода тепла в процессе сушки (контактном, терморадиационном, токами вы-
175
сокой или промышленной частоты и т. п.) задается или определяется интенсивность
теплового потока, при которой температура материала не должна превышать некото
рого предела {(превышение этой температуры приводит к порче или браку высушивае-
мого материала). В ряде отраслей промышленности установлены нормативы и режимы
сушки материалов, которыми следует руководствоваться при проектировании сушиль-
ных установок.
Зависимость методики расчета от типа и конструкции сушилки Методика теплово-
го и конструктивного расчета сушилки зависит не только от способа подвода тепла,
но и от типа и конструкции сушилок (коридорной, шахтной, ленточной, барабанной,
трубчатой, с кипящим слоем и т. п) Надо заметить, что даже для одного и того же
типа, например туннельной или коридорной сушилки, могут быть применены различные
теплоносители |(воздух или смесь топочных газов с воздухом) и приняты различные
решения в отношении способов нагрева, циркуляции сушильного агента и т. п
Методика расчета конвективных сушилок В настоящем учебном пособии мы рас-
сматриваем последовательность и примеры расчета только конвективных сушилок, как
имеющих наиболее широкое применение в промышленности, где они используются для
массовой сушки материалов.
В задании должны быть указаны, тип сушилки, сушимый материал; часовая про-
изводительность сушильной установки по влажному или сухому материалу, а также
его начальная и конечная влажность; режим сушки или начальные параметры сушиль-
ного агента |(в задании может быть предложено подобрать этот режим по соответст-
вующим литературным данным); топливо, используемое для получения сушильного
агента и заданной температуры, объем расчетной и графической части работы.
При проектировании сушильной установки необходимо выполнить следующее
а) Составить принципиальную схему установки и нанести на нее параметры как
заданные, так и те, которые необходимо определить.
б) Составить материальный баланс и определить расчетом общее количество
влаги, которое необходимо испарить в течение И ч
в) Если сушилка работает на смеси воздуха с топочными газами, то необходимо
определить: теоретически необходимый расход воздуха на il кг сжигаемого топлива,
коэффициент избытка воздуха (с учетом местонахождения проектируемой сушилки)
для обеспечения необходимой температуры газов, уходящих из топочного устройства,
влагосодержание и энтальпию топочных газов, уходящих из топочного устройства и
поступающих в сушилку.
г) {Построить процесс сушки на /d-диаграмме и определить необходимый расход
сухого газа или воздуха для сушки. Для этого определить расход тепла на нагрев
продукта; величину потерь в окружающую среду расход тепла на испарение II кг
влаги; суммарные тепловые потери |Д в сушильной камере
д) По значению (Д и заданным значениям начальных параметров сушильного аген-
та и его конечных параметров /2 или <р2 построить процесс в /d-диаграмме и найти па-
раметры сушильного агента на выходе из сушильной камеры
е) По количеству влаги, испаренной в сушилке, рассчитать часовой расход су-
шильного агента на 1 кг испаренной влаги, а также часовое и общее количество тепла
на сушку материала.
ж) Определить удельные объемы влажного таза на входе и выходе из сушилки,
отнесенные к II кг сухого газа.
з) По часовому расходу и количеству сушильного агента в сушилке и напору,
потребному для преодоления аэродинамических сопротивлений в сушилке, подобрать
соответствующий тип вентилятора, а по часовому расходу сушильного агента — калори-
фер (если сушильный агент воздух) или топку (если сушильный агент смесь топочных
газов с воздухом). Такой порядок теплового расчета характерен для туннельных или
коридорных сушилок, где продолжительность сушки определяется режимом сушки
Для тепловых расчетов конвективных сушилок в большинстве случаев использует-
ся /d-диаграмма. Для терморадиационных и контактных сушилок, для сушки в поле
токов высокой частоты и т. п., т. е. при использовании других принципов сушки мате-
риалов |(если не применяются комбинированные способы сушки), применение /d-диа-
граммы в тепловых расчетах теряет смысл.
Приближенные и более точные методы расчета конвективных сушилок. Для неко-
торых типов сушилок, например для барабанных или распылительных, может быть
задано напряжение активного объема сушилки по испаренной влаге в кг[мг, а для
контактных сушилок — напряжение поверхности нагрева по испаренной влаге в кг/м2,
эти показатели позволяют выполнить упрощенный расчет сушилки.
В настоящее время для некоторых конвективных сушилок (пневмотруб, барабан-
ных, трубчатых, распылительных, сушилок с кипящим слоем) при сушке мелкозерни-
стых, пылевидных и дисперсных материалов разработаны методы расчета, в которых
продолжительность сушки определяется на основе уравнений тепло- и массообмена (по
температурному напору и соответствующим коэффициентам теплообмена) с учетом
фракционного или диспер;сного состава высушиваемого мелкозернистого пылевидного
или диспергированного материала.
В качестве примера нами приводятся тепловые и аэродинамические расчеты тру-
бы-сушилки, барабанной сушилки и сушилки с кипящим слоем
176
Расчет и выбор вспомогательного оборудования измерительных приборов и авю-
матики сушильных установок. (При расчете конвективных сушильных установок, кроме
расчета калориферов, толок и выбора типа вентиляторов и электродвигателей, рассчи-
тывают и выбирают также и другое вспомогательное оборудование, например, при
сушке пылевидных или диспергированных материалов необходимо рассчитать и вы-
брать обеспыливающие устройства (сухие и мокрые циклоны, мультициклоны и филь-
мы) и распиливающие устройства для диспергирования жидкостей I(форсунки, диски).
В ряде случаев необходимо рассчитывать пневмотр экспортные устройства.
В объем курсового проекта может входить выбор схемы контрольно-измерительных
приборов и автоматики.
Технико-экономические расчеты Заключительным этапом проектирования сушиль-
ной установки является определение следующих основных технико-экономических по-
казателей:
а) суммарных и удельных капитальных затрат, которые устанавливаются на осно-
ве ценников на оборудование и монтаж ((включая вспомогательное оборудование), при
использовании новых конструкций, по которым нет достаточного материала, капиталь-
ные затраты определяются путем ориентировочных расчетов исходя из металлоемкости
сушилки, затрат на изготовление и монтаж, затрат на вспомогательное оборудование,
здание и др ;
б) удельных расходов топлива, энергии, сжатого воздуха;
в) численности обслуживающего персонала,
г) себестоимости сушки (на 1 кг испаренной влаги).
Эти показатели позволяют (при одинаковом качестве сушки материалов) сравнить
и выбрать оптимальный тип сушильной установки.
Примечание. IB данном пособии рассмотрены только примеры расчета некото-
рых типов конвективных сушилок. Более подробно расчеты конвективных, терморадиа-
ционных, контактных, сублимационных сушилок и сушки в поле токов высокой частоты
изложены в следующих литературных источниках, расчет конвективных сушилок с ки-
пящим слоем [Л. 74, 87], пневмосушилок (Л 92], барабанных и трубчатых сушилок
[Л 59], туннельных сушилок для лесоматериалов [Л 83], для сушки кирпича [Л 7],
терморадиационных установок [Л. 16, 47, 50], 'сублимационных сушилок (Л. U6, 50],
распылительных сушилок (Л 55], сушилок с виброкипящим слоем [Л. 97]
/
4-2. ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СУШИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
П р и м е р 4-1. Тепловой и аэродинамический расчет лесосушильного цеха
с камерами непрерывного действия типа ЦНИИМОД-ГИПРОДРЕВ-56
производительностью 45 000 ж3 условного лесоматериала в год1
Задание. Выполнить по методике П. В. Соколова [Л. 83] тепло-
вой и аэродинамический расчет лесосушильного цеха с камерами не-
прерывного действия с поперечной штабелевкой типа ЦНИИМОД-
ГИПРОДРЕВ-56. Внутренние размеры камеры: длина 24 м, ширина
7 м, высота 5 м. В камере располагается 10 шатёбелей. Размеры шта-
беля: длина 6,5 м; ширина 1,8 м; высота 2,6 м. Производительность су-
шильного цеха 45 000 м3 условного лесоматериала в год. Материал —
сосновые обрезные доски толщиной 25 мм, шириной 150 мм и длиной
6,5 м для строительства (категория качества сушки III). Начальная
влажность материала шщ=80% и конечная &'к=12%. Режим сушки
/=105°С; (p==31%L Продолжительность сушки т=2,6 суток. Теплоно-
ситель— насыщенный пар давлением 6 ат. Напряжение электрического
тока 220 в. Район строительства — Иркутская область.
Содержание расчетной части. 1) Определить число камер; 2) вы-
полнить тепловой расчет; 3) выполнить аэродинамический расчет;
4) выбрать калориферы, вентиляторы и электродвигатели.
Содержание графической части. 1-й лист — План и размеры одной
камеры; 2-й лист — План сушильного цеха; 3-й лист — Схема цирку-
ляции сушильного агента в камере.
Примечание. Продолжительность сушки лесоматериалов уста-
навливается в зависимости от их породы, назначения, геометрических
размеров и т. п. Методика ее определения и выбор режима сушки да-
ны в книге П. В. Соколова [Л. 83].
1 Условным материалом считаются сосновые доски толщиной 50 мм. шириной
200 мм и длиной 5,5 м с начальной влажностью гон=60% и конечной влажностью при
сушке wK=12%; руСл=0,43 кг/м3.
12—1243 177
Литература: [Л. 63—83].
Решение. Определим потребное количество камер. Габаритный
объем штабелей в камере
Уг=6,5-1,8-2,6-10=304 л/3.
Годовая производительность камеры
/7к = Угр ^=304-0,367 |^|= 14800 м3[год условного материала.
Здесь р =0,367 — объемный коэффициент заполнения штабеля при
сушке условного материала; т=2,6 суток — продолжительность оборо-
та камеры.
Потребное количество камер
45000 о
/г= ^-бпп камеры.
14oUU г
Тепловой расчет камеры. Согласно заданию параметры сухого воз-
духа на сухом конце камеры: /1 = 150° С; <j>i=31%. Определяем по Jd-
диаграмме (см. приложение) Л=270 ккал!кг; di=382 г/кг; pi=
=0,78 кг/м?} ^1 = 1,77 м31кг\ для сырого конца устанавливаем ф2=90%'.
Количество испаряемой влаги с 1 ms материала
Гм=10русл(аун — &ук) = 10-0,43(80— 12) = 292 кг/м\
То же за один оборот камеры
№об.к = == 292• 304-0,367 = 32 600 кг/об.
То же за час
с = 680 кг/ч.
Определим расход тепла на сушку древесины.
Расчетные данные для Иркутской области (приложение П-16):
/о =—38°С; с?о=0; /о = —9 ккал/кг". /сргод~—1 О; £/сргод=3 г{кг,
Тср год==—1 ккал!кг.
Расход тепла на оттаивание и нагрев до 100° С 1 кг мерзлой древе-
сины с шн=80% согласно рис. 4-1 для зимних условий (t0=—38°) qH=
=50+64=114 ккал!кг, для среднегодовых (/Сргод=—1°С) ^н=20+64=
=84 ккал!кг.
Расход тепла на нагревание 1 м* влажной мерзлой древесины, если
масса 1 мъ при русл=0,43 и а>н=8О°/о, будет pw=770 кг/м2, для зимних
условий <7н.м=pw^H-1,1= 770-114-1,1=91 500 ккал!кг, для среднегодо-
вых 7н.м=71 000 ккал/м3.
Удельный расход тепла на нагрев древесины, на 1 кг испаренной влаги
для зимних условии qB=-^=-=- 6 = 325 ккал кг, для среднегодовых
Mr х
qB—245 ккал!кг.
Расход тепла на испарение влаги в среде влажного воздуха:
для зимних условий
g„= 1000 —= 1000 — 75 = 634 ккал[кг-,
для среднегодовых условий
<7И = • ' 1 000 — 75 = 615 ккал!кг.
Значение d2— согласно расчету при
Расчет теплопотерь через ограждения камеры. На рис. 4-2 пред-
ставлены чертежи проектируемого сушильного цеха, из рассмотрения
178
JI
/П\ /Ц\ /П\ /II' /п\ /Н\ /Г"
\/ и \/ ,1 \/ II \/ и \/ и \/ и \/ I--
которых следует, что расчетными ограждениями боковой камеры явля-
ются: боковая наружная стена, торцевые стены (выходят в траверсный
коридор, где / = 20° С), двери в обеих торцевых стенах во всю ширину
3 м, потолок, пол по периметру боковой наружной стены (принимается
в расчет полоса пола шириной
2 м). Расчет теплопотерь про-
изводим по формуле
Q^kF(tx — tz).
Полученные данные сведе-
ны в табл. 4-1.
/\ и /\ II Л II /\ и /\ II /\ II /\ ,
/ \Н/ \II/ 41/ \ц/ \||/ \||/ \1- -
L_JIL_Jl!._Jl_JL_JiL_JL_JI
Рис. 4-1. Диаграмма для
определения расхода
тепла на оттаивание и
нагревание влажной
мерзлой древесины (по
И. В. Кречетову).
Рис. 4-2. Сушильная камера непрерывного действия
ЦНИИМОД—Гипродрев-56 с противоточной поперечной
циркуляцией.
а, б — план и разрез одной камеры; 1 — психрометр; 2 — трубопро-
вод к психрометру; 3 — паровая магистраль; 4 — калориферы пла-
стинчатое; 5 — вентиляторы осевые; б — вытяжные трубы; 7—при-
точные трубы; 8 — конденсатоотводчик; 9 — электродвигатель; в —
план сушильного цеха (блок из трех камер ЦНИИМОД—Гипро-
древ); 1 — каЗгориферы; 2 — веитиляторц; 3 — толкатели; 4 — тра-
версная тележка; 5 — коридор управления; 6— буфер сырых мате-
риалов; 7 — помещения для остывания сухих материалов; 8—16 —
подсобное помещения.
Всего при коэффициенте, учитывающем потери тепла за счет не-
организованного воздухообмена (через неплотности ограждения), рав-
ном 2, получаем для зимних условий
Q5=2 • 4о =93 349 кхйл/ч;
для среднегодовых
Q5 = 74 180 ккал/ч.
Удельный расход тепла на потери черкез ограждения для зимних
условий
qz- 137 ккал/кг,
для среднегодовых условий <75 =106 ккал/кг.
12* 179
Таблица 4-1
Сводная таблица теплопотерь камеры (к примеру 4-1)
Ограждения F, м3 ft, ккал/мЫ 'Кч'К.град Л + ^2 4 ti + 2 t Iq Q5, ккал/ч
1 зимняя средне- годовая зимой в средне- годовых условиях зимой среднего- довые
2
.Боковая наружная
стена 24X5 .... 120 0,8 120 —38 —1 158 121 15 200 11 600
Торцевые стены за
вычетом дверей ка-
меры 2 (7 X 5) —
2 (7 X 3) 28 0,8 120 +20 +20 100 100 2 240 2 240
Двери 2 (7 X 3) . . . 42 0,8 120 +20 +20 100 100 3 360 3 360
Потолок 24 X 7 . . . 168 0,7 120 —38 —1 158 121 18 600 14 200
Пол 24 X 2 48 0,4 120 —38 —1 158 121 3 030 2 320
Итого. 42 430 33 720
+ 10% (по ГОСТ) . . 4 240 3 370
SQ 46 670 37 090
Суммарный расход тепла на 1 кг испаренной влаги для зимних
условий
q = -j- qb = 325 + 634 -J- 137 = 1 096 ккал/кг-,
для среднегодовых условий
Qt = 245 + 615 + 106 = 966 ккал!кг.
Расход пара на 1 кг испаренной влаги для зимних условий
q 1 096
гт] ~~ 499,2-0,9
= 2,44 кг/кг испаренной влаги,
где т] — коэффициент, учитывающий потери в паропроводах и конден-
сатоотводах; г — теплота конденсации пара, ккал/кг. Расход пара для
среднегодовых условий
15=2,1 кг]кг испаренной влаги.
Определение часового количества циркулирующего агента сушки —
воздуха в камере. Определим перепад энтальпии влажного воздуха, свя-
занный с потерями тепла при его дви-
жении в камере:
Рис. 4-3. Схема действительного процес-
са сушки в камере на /d-диаграмме.
180
лг <7н +<75-0м__ 325+ 137-75 _
Ш /0 ЮО ~
= 3,8 ккал/кг.
Здесь /о= ЮО кг/кг принимается
предварительно (для условий построе-
ния процесса на Id-диаграмме), тем-
пература материала -0м принимается
равной температуре мокрого термоме-
тра для состояния воздуха t\ и <pj по
выбранному режиму. По заданным па-
раметрам t и ф1=0,9 и по значению
Д/ на /d-диаграмме строим процесс
сушки, как это показано на рис. 4-3.
В результате построения этого процесса (линия 1—2) определяются
параметры в сыром конце камеры:
/2=77°С; <р2=99%; /2=226 ккал/кг-, d2=394 г/кг.
Количество циркулирующего воздуха на 1 кг испаренной влаги
, 1 000 1 ооо оо ,
/ = -----~т~=ок-л—ооо =83 кг кг.
d2 — di 394 — 382 '
Часовое количество и объем циркулирующего в камере воздуха:
6ц=/№=83-680 = 56500 кг/ч;
Уц = = 56 500-1,77 = 100 000 м*/ч
«ли Усек = 28 м?/сек.
Скорость циркуляции воздуха в штабелях
и==’Т^“==б,5.2,б-о,5 =3>3 м/сек.
Примечание. По нормативным данным (табл. 5-166 (Л. 83]) для
камеры ЦНИИМОД-Гипродрев-56 скорость циркуляции воздуха долж-
на составлять 5 м/сек и Гсек=42 м3/сек. Годовая производительность
камеры 20000 м3 условного материала вместо 14 300 м3 по нашему рас-
чету.
Следовательно, проектировщиками были взяты другие климатиче-
ские условия и более жесткий режим сушки.
Определим объем отработавшего и приточного воздуха.
Объем отработавшего воздуха, удаляемого из камеры,
Готр= W2=680 -1,65=1 120 м3/ч.
Объем приточного воздуха в камеру
17^=^ = 680-0,8 = 540 м3/ч.
Здесь v2 взято при /=77° С, d2=394 г/кг по графику на рис. 4-30 и v0
взято при /=—38° С и ^0=0.
Выбор и расчет калорифера. Для данного типа камер выбраны
пластинчатые калориферы КФБ-9 (табл. 1-ЗЗа и 1-336).
Часовой расход тепла
Риал=Qh + QHcn + -Qorp=325 - 680 + 634- 680 -4-137- 680=
=(216 000 + 430 000 4- 93 340) 1,1 = 813 000 ккал/ч.
Поверхность нагрева калорифера
р ФкалСз г813 000-1,15 А.7П м2
Гкал“А1(/н —0 ”"27,4(164 — 91) М ’
где ta— температура насыщения пара при 6 апт, t — --°—^'77—=91° С —
средняя температура агента сушки; С3=1,15 — коэффициент запаса;
k — коэффициент теплопередачи калорифера, определяемый по
табл. 1-336 при скорости в живом сечении калорифера
= «каркал = 5-0,486 = 1 1 ’6 М!СеК‘>
470
пкаа — мт= 8,9, принимаем 10 калориферов; здесь 53,3—поверхность
ОО 9 О
нагрева калорифера КФ-9, модель Б, по табл. 1-ЗЗа.
Согласно этим данным необходимо установить два ряда калорифе-
ров по 5 шт. в каждом ряду.
181
Расход пара на 1 камеру
гл ____________ Фкап ____ 813 СОО Г_____о гт1ц
Ur rq-1000 499,2.0,9-1 000 i1’
где 1] — коэффициент, учитывающий потери; г — теплота конденсации
пара, ккал/кг.
Расход пара на 3 камеры — 5,4 т/ч.
Аэродинамический расчет. Исходные данные: Уц=100000 м3/ч; pi =
= 0,78 кг[м3 (при /1 = 105° С и ф1 = 31°/о); р2=0,84 кг{м3 (при /г=77° и
ф2=90%); рср=0,81 кг!м3.
Рис 4-4. Схема циркуляции сушильного агента в камере ЦНИИМОД—Гипродрев-56
с разбивкой по участкам (продольный разрез; цифры показывают номер участков мест-
ных сопротивлений)
Схема циркуляции агента сушки в камере ЦНИИМОДТипродрев-56
дана на рис. 4-4. На схеме указаны номера участков сопротивления по
замкнутому кольцу циркуляции, а также показаны основные размеры
для определения сечений по участкам. Расчет сопротивлений камеры
по кольцу циркуляции представлен в табл. 4-2.
Суммарное сопротивление по кольцу циркуляции Ярасч — SAp =
=44 мм вод. ст.; для выбора вентилятора пересчитываем его на плот-
ность стандартного воздуха р=1,2:
44-1 2
^-=65 мм вод. ст.
и,О1
В камере устанавливаем три вентилятора. Производительность
одного вентилятора
VB = -^- = 33000 м\/ч ^9,2 м5/сек.
По рис. 4-27 устанавливаем, что осевой вентилятор № 12 серии В
с углом 0=25° С при п=960 об{мин (А-11450) обеспечит требуемую
производительность и необходимый напор.
Мощность электродвигателя
дг Усек-^РасчК 9,2-44-1,25 пог
N — ”102-,;-— 102.0,6 -В’Л Квт-
Выбираем электродвигатель типа А-62-6: А=10 квт; п=970 обIмин.
Установленная мощность электродвигателей на одну камеру
10*3=30 квт.
Примечания. 1. В объем проектирования сушильной установки
могут включаться также определение диаметров паропроводов, конден-
сатопроводов и конденсатоотводчиков, а также расчет проходных сече-
ний каналов для выхлопа влажного воздуха и подсоса свежего воздуха;
здесь эти вопросы не рассматривались.
182
Таблица 4-2
Сводка расчета сопротивлений камеры ЦНИИМОД-Гипродрев 56
__________________(см. схему рис. 4-4)__________________
№ участка Участки сопротив- лений Плотность агента сушки, кг/м9 Сводная площадь сечения канала f, м* Скорость агента сушки, м/сек ~2g' ММ вод. ст. Коэффициент трения стенки канала ХтР Длина канала 1, м Периметр канала U,м Коэффициент местно- го сопротивления £ Сопротивление участ- ка Д/г, мм вод. ст.
1 Калориферы КФ, модель Б при рю = 7,5 ка/л*2 х Хсек, Д/г1==8,8 кг/м2 (табл. 1-336); сопротив- ление двух по- следовательных рядов калорифе- ров 2X8,8 17,60
2 Прямой канал 0,78 14 2,0 0,16 0,04 18 18 — 0,15
3 Поворот под углом 90е 0,78 14 2,0 0,16 — — -— 1,1 0,18
4 Прямой канал Ввиду незначительн ого сопротивления не принимаем в расчет
5 Поворот под углом 90° 0,78 1,65 0,11 — — — 1,1 0,12
6, 9, 12 до Внезапные сужения, 10 раз 0,81 3,3 0,45 — — — 0,18 0,81
33 вкл.
7, 10, Штабели, 10 шт. 0,81 1,65 0,11 — — .— 1,1 12,10
13 до 34 вкл.
•8, 11, 14 до 35 Внезапные расши- рения, 10 раз 0,81 3,3 0,45 — — -— 0,25 1,25
вкл.
36 37 Поворот под углом 90° Прямой канал 0,81 Н 1,65 е учит] 0,11 □кается анало! 'ИЧНО у частку 1,1 4 0,12
38 Поворот под углом 90° 0,81 10,5 2,7 0,31 — — — 1,1 0,34
39 Вход в кожух вен- тилятора № 12 и другие неучтен- ные потери 0,81 1,1 26 28 — — —— 0,4 11,2
Яраоч = = 43,87, пр инима ем
ЕЛрасч = 44 £
2. По нормативным данным, приведенным в табл. 4-8, для камеры
ТДНИИМОД-Ги1продрев-|56 годовая производительность камеры соот-
ветствует 20000 м3 условного материала вместо 14 300 м3 по нашему
расчету.
Анализ нормативных данных и принятых в нашем расчете показы-
вает, что такое большое расхождение в производительности сушилок
•объясняется тем, что в первом случае расчет велся на более мягкие
климатические условия, но на более жесткий режим сушки. Так, напри-
мер, скорость циркуляции воздуха в штабеле материала составляла
5 м/сек при V=42 м3/сек, а в нашем случае 3,3 м/сек при V=28 м3/сек.
Соответственно этим условиям расход электроэнергии составляет
42 квТ'Ч, а в нашем случае 8,25-3=24,75 квт-ч и т. п.
183
Пример 4-2. Расчет противоточной туннельной сушилки для кирпичам
с рециркуляцией газов в зоне усадки, использующей отходящие газы от
обжиговой печи
Задание. Рассчитать по методике В. С. Исаева (кафедра СТУ
МЭИ) противоточную сушилку для сушки кирпича-сырца, работающую-
на горячем воздухе с температурой /1 = 120°С и влагосодержанием d\ —
= 7,6 г/кг сухого воздуха, получаемого из зоны охлаждения обжиговой
печи. Сушилку спроектировать с рециркуляцией воздуха в зоне усадки
материала (первый период сушки). Рециркуляция осуществляется за
счет смешивания отработавшего сушильного агента со смесью из пер-
вой зоны. Производительность сушильной установки /7 = 40 000 шт/сутки
кирпича-сырца.
Влажность сырца на сухой вес начальная с/= 22,7%; конечная
= 2,4%; усадка материала прекращается при [t/p=15%; размер кирпича
250X130X65 мМ; вес одной штуки абсолютно сухого кирпича G =
= 3,53 кг; кирпич-сырец поступает в сушильную камеру прогретым (па-
роувлажнением) до =30=35° С; параметры окружающего воздуха:
/0=15°С; фо=70%; do = 7,Q г/кг сухого воздуха.
Средняя допустимая скорость сушки в периоде усадки, установлен-
ная экспериментально1, /„1=0,28 кг/м2'Ч. Средняя скорость сушки во
второй период /да=0,38 кгЛи2«ч. Скорость сушильного агента принять
в первом периоде 3 м/сек, во втором 1,5 м/сек.
Принять, что средняя температура материала О' во второй период
сушки на 25° С меньше средней температуры сушильного агента.
Литература: [Л. 7, 50, 52, 54, 61].
Решение. Определяем продолжительность сушки кирпича. Про-
должительность сушки в периоде усадки материала
___G (^н — ^кр)_3,53 (22,7 — 15)_q
Х1“ Sqfm-100 ~"0,114-0,28-100 —У
где G — вес абсолютно сухого кирпича, кг; wH — начальная влажность,
%; wKP — влажность конца усадки (она близка к гигроскопической
влажности), %; /то=0,28 кг/м2-ч— допустимая скорость или интенсив-
ность сушки; S — поверхность испарения кирпича:
S = 2 (0,25 • 0,13 + 0,25 • 0,065 4-0,13- 0,065) = 0,114 м*.
Продолжительность сушки после усадки материала до заданной ко-
нечной влажности 2,4%
G (иукР — wK)__ 3,53 (15 — 2,4) inRf/
Т2— t-100qm и, 108-100-0,38 “ ’°
где Wi и wK — влажность кирпича при входе во вторую зону и конеч-
ная влажность кирпича, %; /=0,108 м2 — площадь кирпича во втором*
периоде; //„1=0,38 кг/м2*ч — интенсивность сушки во втором периоде.
Суммарная продолжительность сушки
т; = ^4-^=94- 10,8 =19,8 ч.
Проверим заданную интенсивность сушки по формуле
В первом периоде сушки благодаря рециркуляции скорость воздуха*
в туннеле составляет 3 м/сек. Принимаем среднюю температуру возду-
ха 45° С; v= 17 • 10~6 м2/сек.
Re=^=- ^7°,’о3^ --60 500 > 60 000.
1 Сокращение срока сушки во время усадки не может быть достигнуто за счет-
повышения потенциала сушки, так как с увеличением интенсивности сушки?
(<7>0,28 кг!м2 • ч) материал растрескивается.
184
В этой формуле за линейный размер взята длина кирпича, для этих
условий определяем коэффициент тепло- и массообмена по формуле
А. В. Нестеренко:
0,175
= 254;
Nu' = 0,027Re°<9 Pr0-33 Gu°>175 = 0,027 (60 5ОО)0’0 (0,698)°-38
чх/ 45-35
'Д 318
Nu'k 254-2,4 1О , .
а——т—=п ооо in;—^8 ккал м2 ч град.
I и, ооо-НИ ' J
Значения Рг и X взяты при 45° С, температура материала принята
иа 1°С больше температуры мокрого термометра:
= =35-^1 =36°С.
Количество испаренной влаги
<7=а =18 (4|7~36) - 0,280 кг/м2 • ч • град,
при +36° С скрытая теплота испарения г=575 ккал/кг.
• Если принять, что а изменяется незначительно, то в начальный мо-
мент
Qm = ~ 3—^ 0,218 кг/м2-ч,
а в конце периода усадки
= —474,7 40) =°>314 кг/м2-ч.
Среднее^значение интенсивности испарения влаги близко к расчетному:
£0,218-4-0,314 АОСО nOQ , ,
q-rn—---------------------=0,268 0,28 кг/м2 • ч.
Во втором периоде сушки поверхность испарения углубляется
внутрь материала.
В этом случае лучшие результаты может дать нахождение коэф-
фициента теплоотдачи по формуле для плоской пластины
Nu = 0,032 Re0’8 = 0,032 (23 000)0'8 = 105.
Во второй части туннеля скорость воздуха принимаем 1,5 м/сек, так
как при меньшей скорости происходит расслоение температуры по вы-
соте камеры, среднюю температуру сушильного агента полагаем рав-
ной: /с=22£+«)=9О’С,
а среднюю температуру поверхности материала принимаем согласно за-
данию на 25° меньше, т. е. 65° С. В этом случае
D wl 1,5.0,338.10е QD ллл
Re=V =-------2271----=23 °00-
Коэффициент теплоотдачи
а — ——=о~з38.1О2=8,5 ккал/м2 • ч • град.
Физические константы v и X взяты при
/=90° С.
Количество влаги, испаряемой при
Ai=tc—'6=10°С:
аД/ 8,5-25 n Qo . 2
— 551 —0,38 кг/м2-ч
(при /=80°С г=551 ккал!кг).
Приведенные расчеты соответствуют
значениям, принятым для второго (пе-
риода.
Рис. 4-5. Изменение интенсив-
ности сушки Qm, в зависимости
от потенциала сушки —О.
185
На рис. 4-5 представлен предполагаемый график изменения интен-
сивности сушки, принятый в расчете. В первой зоне поддерживается вы-
сокая скорость сушильного агента, однако он имеет высокую влажность
и сравнительно небольшую температуру, поэтому разность tc—&=7+
10° С и ~ 0,28 кг/м2. Во второй зоне скорость сушильного агента сни-
жается вдвое, но возрастает его температура и значительно возрастает
tc—'Q~A/~25°, которая и повышает интенсивность сушки до qm=
= 0,38 кг/м2 • ч • град.
Определим конструктивные размеры туннелей. Емкость всех штабе-
лей
„ Пг 40 ОСО-19,8 QOonn
--------------2^---=33200 шт.,
где /7=40000 — суточная производительность, шт/сутки; т — продолжи-
тельность сушки.
Число вагонеток
п —
33 200
324
102,4 шт.,
где 324 — емкость одной вагонетки, шт. кирпича; размеры вагонетки:
длина /=2200 мм, ширина 6 = 950 мм, высота 6=1 550 мм.
Принимаем количество вагонеток в туннеле, как и для типовых ка-
мер, 16 шт., в этом случае емкость одного туннеля
С=324- 16 = 5 180 шт. кирпичей.
Длина туннеля 16 • 2,2 +1 = 36,2 м.
Количество туннелей
Е 33 200
I — 5 180
Часовая производительность туннелей
Л7 1 5 180 ОСП I
N=—= Q =260 шт/ч.
Т 1У,о '
Весовая производительность
Gcyx=260 • 3,53=930 кг/ч.
Количество влаги, испаряемой в туннеле в течение часа:
в первом периоде
TV7 G (wt — wkP) _930 (22,7 — 15)
W1"" ICO 100
во втором периоде
от __(^kp ^h)____ 930 (15 2,4) __. v?lu
loo — ioo ~~ 12U кг<4'-
=73 кг/ч\
Всего испаряется влаги 1^06=73+120= 193 кг/ч.
Определяем длину первой зоны туннеля, где подается рециркулируе-
мый воздух. Длина всего туннеля L=36 м. Количество испаряемой вла-
ги в каждой зоне принимаем пропорциональным длине туннеля.
Длину туннеля в первой зоне Li находим из соотношения
__j W 1
1 “ W. + w2
= 36-^=13,6 м,
1Уо
где L — длина всего туннеля; Wi — количество влаги, испаряемой в пер-
вой зоне, кг/ч\ W2— количество влаги, испаряемой во второй зоне, кг!ч.
Вес высушенных изделий
с!=сС1+1 + 4ет)=930 (Ч-У+972 кг!'1-
186
Сечение туннеля для прохода воздуха
fB==ab = (0,95 + 0,2)(1,55 + 0,06) = 1,9 м2,
где а — ширина; b — высота туннеля.
Площадь торца кирпича 0,130-0,060=0,008 м2. Площадь, занимае-
мая кирпичами, 0,008-48 = 0,4 м2. Площадь сечения, занимаемая ваго-
неткой, ~0,1 м2. Площадь сечения для прохода воздуха
/пр= 1,9—(0,44-0,1) = 1,4 м2.
На рис. 4-6 показана принци-
пиальная схема противоточной
туннельной сушилки с рециркуля-
цией газов.
Внутренний тепловой баланс
сушильной установки. Расход те-
пла на нагрев высушенных изде-
лий (расчет ведем на среднюю
длительность сушки 12=19,8 ч)
Рис. 4-6. Принципиальная схема противо-
точной туннельной сушилки с рециркуля-
ляцией газов.
1 — туннель; 2 — вагонетка; 3 и 4 — вход и выход
сушильного агента; 5 — подача рециркулирующих
газов; 6 — вентилятор вытяжной, 7 — вентилятор
для рециркуляции газов; 8 — вытяжная труба.
— 81)=-’^дз72 (90 — 35) = 62 ккал/кг испаренной влаги,
где см— теплоемкость материала после сушки; б2— вес высушенного
материала; W— количество испаренной воды; -th и $2 — температура
материала соответственно на входе и на выходе из туннеля.
Расход тепла на нагрев транспортных устройств — вагонеток и ра-
мок — находим по формуле
п GBcB (&"в — &’в) + <5рСр (В"₽ - &'₽>Я_
Чтр— ц?
=. I*-». 40 -,.15) + 28-°-43(90 -15> = 14 ккал/кг исп. влаги.
Здесь вес металлических частей вагонеток принят 180 кг [Л. 7]; вес
деревянных рамок на вагонетках 35 кг. Вагонетки выходят из сушилки с
т 19 8
интервалом —1,24 ч; тогда на 1 ч приходится
^ВН ’ О
бв=-^=145 кг[ч и Gp=i5i=28 кг]ч.
Средняя теплоемкость металлических частей св=0,12 ккалIкг • град\
средняя теплоемкость деревянных рамок ср = 0,43 ккал/кг- град; темпе-
ратура вагонеток 115°С и 0^=15° С, температура рамок 0%=
= 90° С; О'Р=15°С.
Потери тепла ограждениями одного туннеля в окружающую среду
находятся по формуле
^kF Д/ср / «
q*=—, ккал(кг испаренной влаги.
Расчет ведем для крайнего туннеля, у которого потери тепла име-
ются только через одну боковую стенку. Потери тепла другой боковой
стенкой, смежной с соседним туннелем, равны нулю. Толщина наруж-
ной стенки туннеля равна 380 мм. Свод туннеля выполнен из бетонной
плиты толщиной 80 мм и засыпан шлаком толщиной 120 мм. Двери су-
шилок из сосновых досок толщиной 50 мм.
Поверхность боковой стены FCT = 36 X 1,7=61 м2\ поверхность потол-
ка Лют = 36X 1,2 = 43 м2\ поверхность пола Fn=36x 1,2 = 43 м2; поверх-
ность двери = (1,7 X 1,2) =4,1 м2-, толщина двери 6 = 50 мм.
187
Средняя температура по длине туннеля
. 120+43 йп
температура снаружи сушилки 15° С, тогда А/=82—15=67° С, в начале-
туннеля А‘8н=43—15=28° С, в конце туннеля
Аек= 120—15= 105° С.
Потери тепла сводом и полом сушилки являются основными, на-
ружную температуру для них принимаем также 15° С. Результаты рас-
четов сведены в табл. 4-3.
14 290 .
q6=~~-~ q — 74 ккал кг испаренной влаги.
WT 1 vO
Таблица 4-3
Наименование ограждения Поверх- ность F, мз Толщина 8, м Коэффи- циент теп- лопровод- ности X, ккал/м*у_ ^ч-град Коэффици- ент тепло- передачи k, ккал/м X Хч-град Разность температур А/, °C Потери тепла Q, ккал ч
Наружная стена (кир- пич) 61 0,38 0,6 1,49 67 6 100
Свод (бетон) .... 43 0,08 0,79 1,3 67 3 750
Засыпка (шлак) . . . 0,12 0,2 1,3 ——
Дверь начальная (де- рево) 2 0,05 0,14 2,5 28 140
Дверь концевая (де- рево) 2 0,5 0,14 2,5 ’ 105 550
Пол (бетон) 43 0,08 0,79 1,3 67 3 750
= 14 290
Физическое тепло влаги, вводимое в сушилку с материалом при
fli = 35° С:
^вл=с-&1 = 1 • 35=35 ккал!кг испаренной влаги.
Внутренний баланс тепла на 1 кг испаренной влаги выражается
уравнением
А = 8- — (<7мгЬ <7т₽ + <76)-
Подставив найденные величины в это уравнение, получим:
Д'= 35 — (62 -J- 14 -f- 74) = — 115 ккал/кг испаренной влаги.
Принимаем неучтенные потери в 10%, тогда
Д =— 125 ккал/кг испаренной влаги.
Разобъем эти потери пропорционально количеству испаренной влаги, тогда
потери в первой части туннеля
_125-73
Д'=—pQ3—-=—47 ккал [кг испаренной влаги,
потери во второй части туннеля
А" = — 125 — (—47) == — 78 ккал!кг испаренной влаги.
Определение расхода тепла и воздуха на процесс сушки по Id-диа-
грамме.
Строим теоретический процесс сушки во второй зоне на Id-диаграмме
(рис. 4-7) от точки В с начальными параметрами /=120°С и d=7,6 г/кг
сухого воздуха до точки С, где / = 60° С. Действительный процесс ВС
находится по формуле CE = DC где СЕ пропорционально расходу
188
тепла на потери, маг, DC пропорционально количеству испаренной воды,
мм\ А = 78 ккал{кг испаренной влаги;
Мй —0,2“и’й-
Тогда
70-78 „ 5 460 _
1 000-0,5 500 11 ММ'
Откладываем СЕ вниз и через конечную точку Е из точки В про-
водим политропу ВС' до пересечения с изотермой 60° С.
Определяем параметры
воздуха в начале первой зоны
по допустимой максимальной
скорости испарения q'm—
=0,28 кг/мР-ч и температуре
кирпича, поступающего в тун-
нель, которая принимается
(после его пропарки) равной
температуре мокрого термо-
метра (35° С).
Согласно проведенным ра-
нее расчетам температура воз-
духа на выходе из туннеля
должна составлять 35 + 7 =
=42° С. Принимаем влаж-
ность уходящего из сушилки
сушильного агента ф=75%.
Параметры воздуха выбирают-
ся с учетом исключения воз-
можности конденсации влаги
на кирпичах, поступающих в
туннель. Точка росы при вы-
бранных параметрах составля-
ет /Р = 34°С.
Строим теоретический про-
цесс сушки на /^-диаграмме
для первой зоны. От точки С'
проводим линию 1=const до
точки С" (соответствующей па-
раметрам /2=42° С и ф=75%).
Рис. 4-7. Построение процесса сушки на ld-
диаграмме (к примеру 4-2).
Имея в виду, что скорость во
второй зоне равна 1,5а в первой 3м/сек, т.е. отношение скоростей
1:2, делим отрезок С'С" на три части и находим точку смеси Мь кото-
рую получаем при смешении 1 кг отработавшего воздуха с 2 кг воздуха
из второй зоны. Для построения действительного процесса находим:
-20'47 940
° ^2— 5оо —500
2 мм.
Через точку Е2 проводим из точки смеси Му политропу до пересе-
чения с линией / = 42° С и находим конечную точку процесса.
Расход воздуха на испарение 1 кг воды в первой зоне (при усадке
материала)
, 1 ооо 1 ооо оо„ ,
—=о?~п—ог-б-'=227 кг кг испаренной влаги.
d^ — dj об, 2 —<31, о
Расход воздуха в первой зоне туннеля
£ = 227-73=16580 кг/ч.
189
Удельный объем воздуха, подаваемого в первую зону, соответствую-
щий точке М (/=50° С, <р=55°/о), t/=0,960 м3/кг (по графику на
рис. 4-29).
Объем воздуха, подаваемого за 1 ч,
У80 = 16 580-0,960 = 15900 лг’/ч.
Скорость воздуха в туннеле
_ У50 15 900 _ о оо о ,
01 3600-5 3 600-1,4 3,23 >3 м/сек,
где S=l,4 м2— свободная площадь сечения туннеля для прохода воз-
духа.
Количество рециркулирующего воздуха Урец=—Цр—-=5300 м*/ч.
Расход воздуха во второй зоне на 1 кг испаренной влаги
, 1 000 1 000 1 000 . _ _ .
22—=45,5 кг/кг испаренной влаги,
dz — di 29,6—7,6
где d\ — начальное влагосодержание воздуха; d2 — влагосодержание
в конце второй зоны.
Рис 4-8 Противоточная туннельная сушилка для кирпича с рециркуляцией газов
а — продольный разрез, б — вентиляционная схема; 1 — канал для подачи горячих газов, 2 — вы-
хлопной и рециркуляционный вентиляторы; 3 — рециркуляционный вентилятор; 4 — выхлопная тру-
ба, 5 —труба для подсоса свежего воздуха; б — туннель для отвода отработавших газов.
Расход воздуха на испарение воды во второй зоне
L2=45,5 • 120=5 480 кг/ч.
Удельный объем воздуха цри средней температуре
120 + 60 ппо
t=--------= 90и и относительной влажности
Ф=404-50% составляет о" =1,55 м3/кг.
Объем воздуха, проходящего через туннель во второй зоне за 1 ч,
140=5 480 • 1,55=8 400 м3/ч.
Скорость движения воздуха по туннелю
U2=‘ 3600fnp “з600-1,4 =1’67 м/сек/^ 1,5 \м,/сек.
Выбор вентиляторов производится по рассчитанным объемам су-
шильного агента, расходуемого отдельными камерами и блоком камер,
и по гидравлическим сопротивлениям системы.
190
Расход тепла на 1 кг испаренной воды
. АВ'т 25,4’4
q = Я1 + + £)2С/2 Ю4 + 21 500
= 1 020 ккал!кг испаренной влаги.
Расход тепла на сушильную установку из семи туннелей Q=nqW=
= 7-1 020-193=1 560 000 ккал/ч. Соответственно этому количеству теп-
ла и отбирается 5 480-7 = 38 000 кг/ч горячего газа из обжиговой печи.
На рис. 4-8,а и б показана спроектированная противоточная тун-
нельная сушилка для сушки кирпича.
Вентиляционная система сушилки дает возможность регулировать
режимы сушки воздуха в зависимости от качества глины и степени на-
грева материала. Для осуществления этих режимов возможно регули-
ровать производительность любого из трех вентиляторов: вентилятора
для подачи горячего воздуха в блоки туннелей, вентилятора для выбро-
са отработавшего воздуха или вентилятора для циркуляции, установ-
ленных на своде туннеля.
Пример 4-3. Технико-экономические расчеты трех типов сушилок для
сушки технологического песка производительностью 6 000 кг/ч по
сухому материалу: барабанной, с кипящим слоем и пневматической
трубы-сушилки
Задание. Выполнить тепловые расчеты и сделать сравнение по
основным технико-экономическим показателям трех вариантов сушки
зернистого материала: в барабанной сушилке, в сушилке с «кипящим»
слоем и в пневматической трубе-сушилке и провести выбор вспомога-
тельного оборудования.
Требуемая производительность G2=6000 кг/ч (по сухому материалу);
начальное влагосодержание материала — песка1 w°x = 10°/0, конечное —
^2=0,5%. Все частицы имеют одинаковый2 диаметр Jcp = 1,2 мм\ темпе-
ратура материала, поступающего в сушилку, 20° С.
В качестве теплоносителя применяется смесь топочных газов с воз-
духом, получаемая от сжигания природного газа; начальная темпера-
тура смеси (перед сушилкой) Л = 900° С, конечная (на выходе из су-
шилки) tz= 120° С.
Для всех трех вариантов предусмотреть схему с однократным ис-
пользованием теплоносителя.
Для каждого варианта выполнить схему теплового контроля и авто-
матики.
На основе проделанных расчетов составить таблицу для сравнитель-
ных технико-экономических данных по каждому типу сушильной уста-
новки.
Выполнить чертежи каждого сушильного агрегата и его компонов-
ки со всем вспомогательным оборудованием, а также схему КИП и
автоматику.
Рекомендуемая литература: расчет барабанной сушилки (Л. 59];
трубы-сушилки [Л. 50]; сушилки с кипящим слоем [Л. 74].
Дополнительная литература: [Л. 52, 87, 92].
Решение. Составляем материальный баланс сушилок
1 Песок используется для производства бутылок или для стержневых смесей.
2 Расчет значительно усложняется, если высушиваемый материал неоднороден по
гранулометрическому составу.
191
Количество испаренной в сушилке влаги
U7 = G2 —1----6 000 ° —633 кг/ч.
100 — w? 100 — 10 '
Количество влажного песка, поступающего в сушилку,
С1=С24-Ц7 = 6000 + 633 = 6633 кг/ч.
Составляем тепловой баланс сушилок.
Топливо — природный газ: СН4 = 92,2%; С2Н6 = 0,4%; Н2 = 4,2%;
СО2 = 0,4%; СО=1,2%; Na=l,6%; Q* = 11 450 ккал)кг.
Теоретическое количество сухого воздуха для сжигания 1 кг топлива
4=1,38 0,0179СО-|-0,248Н2 + Е
п
«+ ~
2т 4- п
/ 4
I 1 + 4
= 1,38 I 0,0179-1,2-1-0,248-4,2+ 19 , . , 92,2 -j-
\ 1 Z • 1 “Г* *
.тгк-гтг 0,41 = 1,38 (0,0215 -|-1,041 +11,52 -|- 0,0467)=
= 1,38-12,63=17,45 кг]кг.
Высшая теплота сгорания топлива
<г>Р’ + 600Е-^СЛ=П 450+60о(-^г92.2+^ё °'4) =
= 11 450 + 600 (2,075 -J- 0,0072) = 11 450 + 1 249 =
= 12 699 ккал]кг,
округляя, имеем Q^= 12 700 ккал]кг.
Общий коэффициент избытка воздуха, необходимый для получения га-
зов с /г = 900°С:
f 0,09п \
4“ ci^T ( 1 2 12zn -}- П CmH'nj Се
а —------------7----------------г— ------------
г (с t -u г \
"0 1 <-'С.Г1Г “Г 1 000 - Z° /
( 0,09 л \
2 12m 4- п CnHnj V'n ~1п)
Т ( , , ind-e . \
L'o ! Сс.Л~г j goo zo /
_ 12 700-0,95 4- 0,32-20 —(1—0,021).0,27-900 — 0,021-1 018 _
~~ / 1018-10 —
17,45 1 0,27-900 4- j одо — Ю,7 j
_ 11805,4 9
4 230 — ’ ’
где т]т=0,95 — к. п. д. топки; ст=0,32 ккал)кг • град — теплоемкость га-
зообразного топлива; t=20° С — температура газа; Сс.г=
==0,27 ккал]кг-град — теплоемкость сухого газа при /=900° С; /п — эн-
тальпия водяного пара при ^=900°С; in—5954-0,47 -900=1 018 ккал/кг
(0,47 ккал!кг • град приближенное значение удельной теплоемкости
' пара); U7T=0 — вес водяного пара, содержащегося в газе; Jo=10 г/яг
сухого воздуха — влагосодержание наружного воздуха при (=20° С;
10—10,7 ккал/кг — энтальпия воздуха.
192
Плотность газа
Р. =22,4-100 (°.4’44 + 1.2 • 28 + 4,2 - 2 + 92,2 • 16 +
+ 1,6-28+0,4-ЗО)=2‘;^9о1о-=О,71 кг/л3-
Процентное массовое содержание составляющих газа:
с Л. = -^;Г100°0.71 =0-00754 =0-75%;
CHi= 22,4-100.0,71 =0-928 = 92,8°/
На= T2,44ibo2o,7i = 0-00528 = 0,53"/„
S i^+V СЛ=4^±-4-0,928 +
+ к-0,0075 = 0,0209 + 0,000135 =» 0,021.
Вес сухих газов
Оо.г = 1 + aLe - S СтНп=
= 1 + 2,79 • 17,45 — 0,021 = 49,5 кг]кг топлива.
Вес водяных паров
л-» _у, 0,09 л х-» тт । _
72 Л 12/7г_|_л ^тПп-Т Ю00 ~~
=. 0,0214—2,79fo^~5 10~ — 0,021 -f-0,486 = 0,5 кг}кг топлива.
Влагосодержание газов на входе в сушилку
di= 1 000 = 1 000^^=10,3 г/кг cyywt газов.
Энтальпия топочных газов, входящих в сушилку:
Gc.r “
12 700-0,95 4-0,32-20-|-2,79-17,45-10,7 о_. ’.
—•-------------!---------------------------=254 ккал {кг сухого газа.
49,6
Таким образом, перед входом в су-
шилку смесь топочных газов с воз-
духом характеризуется энтальпией /1 =
=254 ккал)кг сухого газа и влагосодер-
жанием <4=40,3 г/кг сухого газа, кото-
рые и определяют положение точки М на
/</-диаграмме (рис. 4-9).
Конечные значения 12 и d2 находим
по /cf-диаграмме для точки С (рис. 4-9):
/г=195 ккал!кг сухого воздуха и <4=
='255 г/кг сухого воздуха.
При построении процессов на /</-ди-
аграмме значение А=200 ккал!кг испа-
ренной влаги принимается одинаковым,
т. е. сравнения производятся для одина-
ковых начальных и конечных параметров
сушильного агента.
Удельные (на 1 кг испаренной влаги)
расходы при этом составляют: газов 4=
=4,1 кг/кг; тепла 7=760 ккал!кг.
13—1243
ккал/кг
1010.3 <1,=25,5 г/кг
Рис. 4-9. Процесс в сушилках на
Id- диаграмме.
19а
Часовые расходы: газов £=2 580 кг(ч\ тепла Q=481 000 ккал[ч',
топлива (с учетом, что. к. п. д. топки iQt=0,95) В=39 кг/ч.
Определяем основные размеры сушилок.
Вариант I. Барабанная сушилка. Расчет выполняем по методике
проф. Н. М. Михайлова (Л. 59] в последовательности, изложенной
в (Л. 50].
Выбираем тип барабана с перевалочной системой и с закрытыми
ячейками (рис. 4-10,г).
Рис. 4-10. Типы перева-
лочных устройств, при-
меняемых в барабанных
сушилках.
а и б — подъемно-лопастные
устройства; в — распредели-
тельная система; г — рас-
пределительная перевалоч-
ная система с закрытыми
ячейками.
Исходя из величины IF=633 кг/ч, согласно табл. 4-9 принимаем
диаметр барабана £>6=1*2 м.
Исходя из выбранного типа барабана, определяем по табл. 4-4 сле-
дующие параметры:
Таблица 4-4
Характеристика насадок барабанных сушилок
Параметры Насадки по рис. 4-10
° 1 б В г
S/D6 . . . 1,87 1,61 3,62 3,4
•^Гол/^б . . 4,15 5,53 15,15 10
•^общ/^б • • 7 8,24 21,7 40
в . . ... 0,103 0,239 0,22 0,34
м 30,9 59,7 62 100,5
₽, % ... 12 14 20,6 27,5
^-=3,40; -^-=10,0; -%-=40,0; 5=0,340;
£-'0 £>б £/б
М =100,5; р==27,5«/0.
194
Параметр, характеризующий внутреннее устройство барабана:
Д_ZL, .6-./0J45._О55
Z I/ ОЪ — 0,485 ° V 0,485—
V
Величины йСр и находим планиметрированием, они равны:
Г“ = 0,08 м\ Аср = 0,145 м.
Эквивалентный диаметр барабана Лб=у/<Ц” ПРИ числе лопаток
одинаковой длины 2 = 6.
Поверхность частиц, падающих с лопаток,
F'„ = 57,5 (1 — т) ^*-=.
Ыср
=57,5(1—0,43)0,48^0,55 =58 м^м?.
где х — доля фракции в смеси; п — число оборотов барабана; в нашем
случае х= 1, п=8 об [мин.
Порозность т определяем по соотношению
т_________________ Рис» Риас _1 750 1 000_р .п
Рис, 1 750
Принимаем степень заполнения сушилки 0=0,275. Удельный объем
газа для средних значений его температуры и влагосодержания г7ср=
= 1,95 м3/кг.
Средняя скорость газов в сушилке:
_ Вге,г>ср __ 39(49,5 + 0,5) 1,95 , .
Ос»— (l_f) 0,7850*3 600 0 - 0,275) 0,785-1,2>-3 600 ~1 М1СеК‘
Средняя разность температур между газом и частицами материала
- ©,) - (/, - ©2) (900 - 20) - (120 - 100) _997О с
шср_ ГТТК = 900 — 20
’312 120—100
2,31g £—Г
ь г2 — v2
Объемный коэффициент теплоотдачи от газа к частицам, падающим с
лопаток,
\ = 1 130аЛпВ(1
где а=0,058 — коэффициент, учитывающий ухудшенную обдувку частиц
газом внутри струи материала, падающего с лопаток, принят с учетом
числа оборотов барабана п=8 об]мин\ i=26*10~2 ккал/м-ч-град— ко-
эффициент теплопроводности частиц материала; vz— скорость газа
у поверхности частицэ
vz= у v2 — v2 .
Скорость частиц при их падении с лопаток ипад=|/2,22Аиад, где АпаД —
высота падения, определяемая планиметрированием и в рассматриваемом
случае равная 0,145 м, тогда
»пад = 0,56 м/сек', vz = У l2-j-0,562= 1,15 м/сек,
v = 18*10~6 мЧсек — коэффициент кинематической вязкости теплоноси-
теля, принимаемый для средней температуры поверхности частиц, кото-
рая в первом приближении равна средней температуре теплоносителя
по мокрому термометру.
13*
195
Итак,
ап = 1 130-0,058-26-Ю-М-0,55(1—0,43) 1/ -;‘5:°1*,85
Х-7==540 ккал] м*-ч-град.
Объемный коэффициент теплоотдачи для частиц, находящихся «а ло-
патках и в завале,
II__„II pH
а = а г .
V км
Наружная поверхность таких частиц
f"=1-27AJ-=l,275^g=8,9
aj1 определяем по формуле Nu=0,347 Re0-68.
В качестве определяющего размера принимаем длину скатывания ча-
стиц 10, которую находим по формуле
z __ 2S/D6D6 _ 2.3,4.0,485 _Q
z 6
Коэффициенты А и v находим для средней температуры газа, которая
900 4- 120 Cino~
в нашем случае равна--k—=510° С:
Л = 4,96-10-2 ккал]м-ч-град', v = 81-10-e м2]еек;
Re=-gsk = 1^10;i0(;^ =6800;
Nu = 0,347 (6 800)° •66 = 116;
п Nu X 116-4,96-io-2
а = —;—=-----------------== 10,5 ккал м2-ч• град;
Ж 4q v,OO '
а" = 10,5-8,9 = 93 ккал]м*-ч-град.
Объемный коэффициент теплоотдачи от нагретых поверхностей су-
шилки к материалу
III “л.г^гоп (£, ^л)
а ------
Д*СР
где ал.г — коэффициент теплоотдачи от газов к оголенным поверхностям
внутреннего устройства; согласно [Л. 50]
«л.г=4,4 4- 3,0 (исрРср)=4,4 3,0 (0,51) = 5,9 ккал]м2-ч - град,
причем
Рср~ 1’Т95~"0,51,
Froa = 1,27 -g -^7=26,6 м2]м?— оголенная поверхность деталей.
Ш 5,9-26,6.460 Q1O . з л
» =—227 ==318 ккал]м-ч - град.
Суммарный объемный коэффициент теплообмена
аю = а* 4~ а" 4~ а*11 = 540 4- 93,0 4-318 = §Ъ\[ккал].м?-ч - град.
Объем сушильного барабана
V _ '
Уб““аоД/ер
196
Расход тепла при взаимодействии теплоносителя с (материалом явля-
ется суммой следующих составляющих:
а) тепла нагрева материала
QH==Gmcm (&2 — dj = 6 600- 0,2 • 80 = 144 -10s ккал/ч^
б) тепла испарения свободной влаги
Qhch=(597 4~ 0,44Z2 — ОД W = 405 • 103 ккал/ч;
в) тепла испарения связанной влаги, которое принимаем
QcB=0,lQHcn = 40,5-103 ккал/ч.
Тогда
Q = Qh + Qhcd + Qcb = 589,5-103 ккал/ч.
Итак,
у 1,2.589,5-10* о пс .л
Уб 951-227 М
Длина сушильного барабана
£ — __________3,25 — о 9 м'
6 0,7851)2 0,785-1,22
принимаем барабан стандартной длины L=4 м.
Время прохождения частицы материала через барабан, имеющий
только периферийные лопатки, определяется по формуле (5-20) [Л. 50]:
_ 0,2£б __
Х~~ hcv Г 51,4 1 —
D6 ^6tgG>+ 10~* -у-(РерЦф)1-’3 I
0,2-4 .
— 1,2-0,145 Г 51,4 Т- —
---8°,7 6-0,0523 + Ю-3 - (0,51)>Л«
Эта формула для данной конструкции дает заниженные значения.
На графике рис. 4-11 по значению рсрОср=0,51 кг!м2-сек и 5=1,2 мм
находим значение х= 19 мин. Эх<ут график рекомендуется [Л. 59] для
определения времени пребывания частиц
для постоянного отношения длины су-
шилки к ее диаметру, равному 5. Для
других соотношений L/D& время пребы-
вания будет изменяться прямо пропор-
ционально изменению этого отношения.
Для рассматриваемого случая
£=i>3’32
и, следовательно,
т = ^=-^Д=19-0,665^ 12,5 мин.
Коэффициент заполнения барабана
о G14-G2 t ___
Р 2-3600 * рсрУббОт] ~
6 6334-6 000 12,5
2-3600 • 0,58-3,2-60-0,8
Рис. 4-11. Зависимость времени
пребывания материала в барабан-
ной сушилке от скорости газов.
197
где т] — коэффициент, учитывающий за-
полнение барабана насадкой.
Это значение 0 мало отличается от принятого в расчете, поэтому
перерасчетов не делаем.
Мощность электродвигателя для привода барабанной сушилки
М=0,0013Р®£брсрггмаксо = 0,0013- l,2s-4-1 640-8-0,01 = 1,2 квт.
Значение о взято из табл. 4-5. >
Таблица 4-5
Значения коэффициента мощности в
Схема внутреннего уст- ройства барабана Коэффициент заполнения ₽
0.1 0,15 0,20 0,25
Рис. 4-10, а 0,038 0,053 0,063 0,071
Рис. 4-10, в . . . . 0,013 0,026 0,038 0,044
Рис. 4-10, г .... 0,006 0,008 0,01 0,011
Согласно приведенным расчетам мощность электродвигателя для
дутьевого вентилятора составляет 1,7 квт и для дымососа 2,8 квт.
Топка для барабанной сушилки. В связи с использованием в каче-
стве топлива природного газа с Q* = 11 450 ккал!кг мы выбираем газовую
топку с инжекционной горелкой внешнего смешения.
Принцип работы этой топки заключается в следующем: газ подается
в инжекционную горелку отдельно от воздуха, параллельно газу подает-
ся воздух со скоростью 30 м!сек. Коэффициент избытка воздуха а =1,3.
Процесс горения осуществляется при температуре 1 300° С.
12500
Рис. 4-12. Компоновка барабанной сушилки.
1 — топка; 2 — коллектор для вторичного воздуха; 3 — питатель; 4 — бункер влажного мате-
риала; 5 — растопочная труба; 6 — барабанная сушилка; 7 — электродвигатель; 8— вентиля-
тор; Р—-циклон; 10 — горелка; 11— ленточный транспортер; 12— течка для отделенной пь|ли.
198
Дымовые газы «с температурой 1 300° С проходят через огнеупорную
решетчатую насадку и попадают ib охладительную камеру, где они теря-
ют скорость, смешиваясь с вторичным воздухом, эта смесь с температу-
рой 900° С поступает в барабанную сушилку.
Преимущества такой топки заключаются в том, что она компактна,
имеет более высокий к. п. д. и позволяет легко регулировать темпера-
туру «смеси.
Такие топки очень удобно применять для сушилок с малой произво-
дительностью и малыми габаритами. Расчеты таких топок рассматрива-
ются в (курсе «Газовое хозяйство и промышленные печи».
На рис. 4-12 показана компоновка барабанной сушилки с соответст-
вующим вспомогательным оборудованием.
Вариант II. Пневматическая труба-сушилка. Коэффициент теплоот-
дачи от газа к частицам определим по соотношению
Nu=0,4Fe°*e = 0,4 • 20,80>e = 6,1,
где критерий Федорова
ре Я 1/" ~ ___ 0 012 1/" 4*9’81 640 — 0,71) pg g
ге —«ср|< 3v2pc — v,vlZ у 3(76.io-«)a.o,71 —
причем значения физических величин взяты при средней температуре газа
_ 900 4-120
‘СР— 9
=510° С.
Тогда
NuX 6,1.5,64.10-’ оос . 2 Л
а= —— —. —=286 ккал м?• ч • град.
«СП 1 t £ • 1 V
Поверхность частиц, проходящих через сушилку в течение часа,
F— 6-60W =2000 м‘/ч.
dcPp4 1,2-10“’-1 640 '
Время сушки
__ Q-3 600 __ 589,5-10’.3600 _
* аГД4Р — 286-2000-227 СвК’
Значения Q—589,5-103 ккал/ч и Д'/Ср=227°С были определены ранее
и даны в начале конструктивных расчетов.
Скорость витания частиц может быть определена по графику Аг=
=f(Re) на рис. 4-13, причем
. ^pPMg_ (1.2-10-») 1640-9,81
АГ— v2Pr — (76,3.10-’)’.0,71 —
Этому значению Аг соответствует ReBHT = 80, поэтому
___ 80.76,3.10-«
»ВИТ— 1,2.10“’
=5 mJ сек.
Требуемая скорость газа1 ог=1,25 ийит=6,25 м/сек.
Длина трубы /==т(ог — Овит)=20,6 м.
Дополнительная длина разгонного участка
/доп=0,5ordcp=0,5 • 6,25 • 1,25 = 3,75 м.
1 При пневмотранспорте частиц, имеющих различные размеры, расчетная скорость
принимается в два раза больше скорости витания частицы максимального размера.
199
Общая длина трубы-сушилки
£ = /4-/доп = 20,6-{-3,75=24,35 м.
Принимаем L=J25‘]m.
Диаметр трубы-сушилки
0,785ог ==]Л 0,785-6,25
Принимаем D =0,5 м.
Произведем расчет циклона-сепаратора.
Da—536т№^-= 536#=600 мм.
** - f Ьр j 75
Рис. 4-13. Зависимость критерия Лященко ЬуВНт от критерия Архимеда Аг для частиц
различной формы (при е=1).
1 и 6 — шарообразные частицы; 2 — округленные; 3 — угловатые; 4 — продолговатые; 5 — пластин-
чатые.
Здесь |—коэффициент сопротивления циклона; для циклона
ЦН-15 НИОГАЗ |=105; Ар — гидравлическое сопротивление циклона
(табл. 4-10).
Для пыли с плотностью 2 300 кг]м3 принимают Ар/р=75 м. Осталь-
ные размеры циклона можно определить по табл. П-14 и рис. 4-28.
200
Для увеличения степени очистки газов устанавливаем дополнительно
батарею мультициклонов, количество которых -определяем по формуле
п = 0,287 /-^=0,287^
4f-=5>75.
Принимаем и=6 мультициклонов.
Здесь £=85 для элемента циклона диаметром £>=1250 мм с направ-
ляющим аппаратом типа «винт»; Д1р/р = 75 (табл. 4-10).
Гидравлическое сопротивление трубы-сушилки складывается из со-
противления трения, потерь напора, связанных с затратой энергии на
разгон частиц материала, на местные сопротивления и на динамические
потери:
Др = Дртр + ДрР + ^Дрм + ^о 4"
Сопротивление трения
А XL w2p । .
дА₽==-р-щг(1+»*)==
0,02-25 6,252-0,76 ,, . о оч с с л
«= —----------------(1 + 2,8) = 5,6 ММ вод. СШ.,
tjifi Л— коэффициент трения, определяемый по формуле Альтшуля:
л=0’1(8+^У’25^°’02;
— концентрация транспортируемой смеси:
G2 7 233 о о .
Р= L —2580 2,8 кг)кг.
Потери напора, связанные с затратой энергии на разгон частиц мате-
риала,
6,259,8I76 (1.15-0,55 +1,4-2,8)=
= 7,6 мм вод. ст.,
где £=0,55 — коэффициент местных сопротивлений; ф=1,1-н!,2 и Кр=
= 1,4 — опытные коэффициенты.
Сопротивление при повороте
дл=^Е(1+;ад=
= 6,^5g'g'17-.0,15(1 +2,3-2,8)= 1,7 мм вод. ст.,
где £=0,15 — коэффициент местных сопротивлений; /Сп=2,3—опытный
коэффициент.
Динамические потери
О
ОДР lf)2.0 76
ДРд~~2^~= '2.9Т6Т ММ вод- СГП"
где Wo — скорость в выходном отверстии вентилятора.
Гидравлическое сопротивление трубы
Др = 5,5 + 7,60-}- 1,70-]-4,0= 18,8 мм вод. ст.
Гидравлическое сопротивление всего тракта с учетом гидравличе-
ского сопротивления циклона НИИОГАЗ, мультициклона и сопротивле-
ния воздушного фильтра (рис. 4-14):
ДР = Др + Дрц+Дрм.ц+Дрв.ф=
= 18,8 + 65,2 + 65,2+10=159,2 мм вод. ст.,
201
где согласно принятым ранее данным для циклона и мультициклона
Др/р=75 или Др =Дрр12о=75«0,87=65,2 мм вод. ст. сопротивление воз-
душного фильтра принято равным 10 мм вод. ст. Расчетный напор
выхлопного вентилятора Н = рс/р 120 (Дрц + ДрМц=1,2/0,87 (65,2+65,2) =
= 180 мм вод. ст.
Производительность вентилятора G=L+W=2 580+633=3 213 кг/ч.
По номограмме на рис. 4-25 для подбора центробежного вентиля-
тора выбираем вентилятор № 3 с к. п. д. *0=0,64. Число оборотов вен-
тилятора п=2870 об/мин. Вентилятор имеет привод от электродвига-
теля. Диаметр ротора £> = 300 мм.
Рис. 4-14. Компоновка трубы-сушилки.
/ — труба-сушилка; 2 — циклон системы НИИОГАЗ; 3 — мультициклоны; 4 — труба для сухого
песка; 5 — бункер; 6 — питатель влажного песка; 7 — топка; 8 — вентилятор для пневмотранспорта-
1₽ования песка; 9 — электродвигатели; 10 — выхлопной вентилятор; 11 — приемник; 12 — транспор-
тер ленточный.
Мощность, потребляемая вентилятором,
GH 1,2-3213.180
3600.102рт} 3 600-102.0,87.0,64
~3,4 кет.
На рис. 4-14 показана компоновка трубы-сушилки с ее вспомога-
тельным оборудованием.
Вариант III. Сушилка с кипящим слоем. Пользуясь зависимостью
между .критериями Лященко Ly и Архимеда Аг, определим критическую
скорость псевдоожижения.
202
Величине Аг=6 750 (ом. .предыдущий расчет) соответствует согласно
рис. 4-15 Ьукр==7 • 10~3. Тогда
Л L10:».76.10-e.9,8.1 6g _ 0 23 м/сек
Рабочую скорость теплоносителя, отнесенную к полному сечению
аппарата w, определяем, исходя из того, что принятой нами пороэности
слоя е=0,55 согласно графику на рис. 4-15 соответствует Ly=0,5. Тогда
число псевдоожижения
Рис. 4-15. Зависимость критерия Лященко Ly от критерия Архимеда Аг при различной
порозности слоя 8.
/ — при е=0,4 (начало псевдоожижения); 2— при 8=1 для скорости витания, 3, 4 — оптимальные:
значения Ly для процессов сушки
Область между пунктирными линиями — ориентировочная область работы сушилок кипящего слоя
203
Скорость газа, натекающего на решетку,
w = kvwKS=4,15- 0,23 — 0,96 м]сек.
Если живое сечение 'решетки принять равным 10%, то скорость газа
в отверстиях решетки с учетом того, что температура теплоносителя
в них равна 900° С,
273 4-900 .. л .
йУотв~^273$5П1*10==14’4 М!СеК'
Принимая форму аппарата цилиндрической, диаметр решетки £>реш
определим следующим образом.
Площадь решетки
о ._________________L__________2 580_____. Q[-
°Реш— рса,.Зб00 “"0,71.0,96-3600
0^=1^^-=1,17 м.
Принимаем ,Ореш= 1,2 м.
Для оценки (высоты кипящего слоя hKC, исходя из практических реко-
мендаций, воспользуемся соотношением
£*-=20,
“от»
где — высота гидродинамической стабилизации; dOTB — диаметр от-
верстий решетки.
Кроме того, известно, что Лкс~4Лст.
Принимая dOTB=5 мм, получим Лст=20«5=100 мм, Лкс=4-100=
=400 мм.
Общая (высота Н пространства над решеткой определяется высотой
кипящего слоя Акс <и высотой сепарационного пространства Лсеп. Если
ЛСеп=3 йк.с= 1 200 мм, то общая высота Н=Ц 600 мм.
Во избежание значительного уноса измельченных частиц материала
выбираем камеру, расширяющуюся по ходу движения агента сушки, как
это показано на рис. 4-16.
Коэффициент теплоотдачи от теплоносителя к частицам материала
в рассматриваемом случае можно (определить по формуле
Nu = 0,015Re°*80SFe°’ssf-^-^ °*В,
\ “ср /
где
рА И’^ср 0,96-1,2-10”’ .,
— v 76,3-IO-8
Р,—И 19 |/ ^-9.81 (1 640 - 07zTj~ 9П „
гс — “ср|< 3v2pc 3.(76,3-Ы-6)2.0,71 —z ’ ’
Н9— высота неподвижного слоя, принимаем Яо = 2ОО мм.
Тогда
Nu=0,015- 15,l°’80S-20,8°.6S “°’45 =0,0606,
\ 1 у у
NuX 0,0606-5,64.10-2 ос . а а
a=~d—=-------------Г"2."Тб-'5-----=2,8 ккал] мъ-ч-град
ср 9
Учитывая возможность каналообразования ® слое и соответственно
ухудшение условий теплообмена, полученное значение уменьшим на 20%:
араСЧ = 2,8«0,8 ~ 2,3 ккал]м2-ч-град.
204
Среднелогарифмическая разность температур
h-h 900—120
<1—»2 900—100“-218°С-
2,31s4— &2 2,3 120 — 100
Суммарная поверхность частиц материала в аппарате, необходимая
для обеспечения передачи тепла Qr
Q______589,5» 10-8_. । on 2
аД/ср — 2,3-218 —1 1йи Я *
Значение Q было подсчитано в предыдущих вариантах.
U35O
Рис. 4-16. Компановка сушилки с кипящим слоем.
I — рабочая камера сушилки; 2 — подрешеточное пространство; 3 — подача продуктов сгорания;
4 — вентилятор; 5 — люк для чистки; б — подача газа; 7 — электродвигатель.
205
Заполнение сушилки материалам
G.^~d^pJ2f,
где В — фактор формы, который для рассматриваемого случая равен 0,9.
G8=_L 1,2-10-’. 1 640-0,9.1|180 = 348 кгс.
На 1 м2 решетки нагрузка составляет:
2=>=гж=334 1^’-
Высота слоя
*.=f= [W=2C® *«•
где Yh — насыпной вес материала. Эта величина с точностью около^5*/о
совпадает с ранее принятой.,
Продолжительность сушки
Gj _334__ р (+97 ч
Х~’ 6,5(G1-|-Ga)'~ 0 >5 (6 633 + 6 000) U,U0Z' Ч'
Определяем гидравлическое сопротивление сушилки с кипящим слоем:
V=V..«!+^PpH- VuHX
Сопротивление кипящего'слоя
Д/Ve ~ -Г7п- 320 мм вод. ст.\
г реш * «
сопротивление решетки принимаем Дрр=380 мм вод. ст.\ сопротивление
циклона
Д^ц = 75р=75-0,87 = 65,2 мм вод. cm.,
прочие сопротивления и динамические потери оцениваем в 20 мм вод. ст.
Суммарный напор, создаваемый вентилятором (J7), превышает рас-
читанные гидравлические потери на 25%. Поэтому
Н= (320 + 380+65,2 + 20) 1,25 «‘1 000 мм вод. ст.
Мощность электродвителя вентилятора
аг _ (L + W)H (2 540 + 633) 1 000 _
2V ~3 600-102-т)р “ 3 600-102.0,57.1 ~ 1
Сушилка с кипящим слоем, показанная на рис. 4-16, должна также
иметь обеспыливающую 1вентиляцио1нную систему с циклонами, не пока-
занными на этом рисунке.
Таблица 4-6
Технико-экономическое сравнение сушилок барабанной, трубчатой и с
кипящим слоем
Показатели Размерность Барабанная сушилка Пневматичес- кая труба- сушилка Сушилка с кипящим слоем
Г абариты установки м 22X8X2,2 13X31X13 5.9X6X3,5
Объем установки мг 170 200* 35
Металлоемкость кг/м* 69 53 40
Удельный расход электроэнергии на 1 кг испаренной воды . . . квт!кг 0,013 0,022 0,039
Удельный расход тепла на 1 кг испа’ренной влаги ккал/кг 850 869 850
Удельный расход топлива на 1 кг испаренной влаги кг/кг 0,070 0,072 0,070
206
Таблица 4-7
Показатели Размерность Барабанная сушилка Пневматичес- кая труба- сушилка Сушилка с кипящим слоем
Стоимость изготовления тыс. руб. 18,0 6,0 1,5
Производственная площадь . . . JW2 25,0 100 15
Вес установки m 48 10 7
Расход электроэнергии .... Удельный расход топлива на 1 кг Квш-Ч 15 10 3—5
испаренной влаги кг/кг 0,006 0,007 0,0056
На основании проведенных расчетов установлены габаритные разме-
ры сушильных установок с учетом выбранного вспомогательного обору-
дования (рис. 4-12, 4-14 и 4-16), а также установлены их основные
технико-экономические показатели, которые сведены в табл. 4-6.
Рассмотрение этой таблицы показывает, что барабанная сушилка
имеет одинаковый удельный расход тепла, но значительно большие габа-
риты и металлоемкость. Сушилка с кипящим слоем отличается большой
компактностью, но требует большего удельного расхода электроэнергии.
В (Л. 74, стр. 195] приводятся сравнительные данные по обезвожи-
ванию песка в установках производительностью 7 т/ч, которые воспро-
изведены в табл. 4-7.
Данные этой таблицы нам представляются несколько завышенными
в пользу сушилки с кипящим слоем, хотя, вероятно, ее применение в рас-
сматриваемом случае целесообразно.
Окончательный выбор того или иного типа установки должен на прак-
тике осуществляться как на основании вышеприведенных данных, так
и с учетом результатов более полного технико-экономического сравне-
ния, оценки особенностей технологии, условий конкретного предприятия
И т. д.
Каждый курсовой проект по сушильным установкам предусматри-
вает разработку схемы контрольно-измерительных приборов и автома-
тики. В качестве примера на рис. 4-17 представлена принципиальная
схема теплового контроля и автоматики для трубы-сушилки. На
рис. 4-18,а, б и 4-19,а, б показаны образцы чертежей лучших курсовых
проектов по сушильным установкам.
Пример 4-4. Проект сублимационной сушилки периодического дей-
ствия
Задание. Спроектировать по методике П. Д. Лебедева сублима-
ционную сушильную установку периодического действия для следующих
условий:
Высушиваемый материал — кусковая рыба и фарш.
Количество испаряемой влаги за время сушки
№=400 кг.
Начальная влажность на сухой вес w\ = 400%, конечная wc2 = 6,5%.
Продолжительность сушки т=12 ч.
Продолжительность загрузки и выгрузки т'= 14 ч.
Количество удаляемой влаги и продолжительность каждого периода
сушки: самозамораживание — 20,6%; №сз=82,5 кг; та =4,5 ч; сублима-
ция— 64,4%; №Сб=257,5 ка; тг=7,5 ч; удаление остаточной влаги —
15,0%; №Ов=60 кг; т=34.
Температура сублимации tCQ——10° С; температура обогреваемых
плит /п=40°С; температура окружающей среды около сублимируемого
материала /с=15°С.
Начальное количество продукта, запружаемого на 1 м2 противней,
составляет G'=4,7 кг. Площадь противней, размещаемых в одном субли-
маторе, /=16,8 м2.
207
Обогрев плит производится горячей водой. Температурный перепад
ДФ для определения расхода воды принять равным 5° С.
Для обеспечения бесперебойной работы сублиматоров устанавлива-
ются четыре конденсатора, из которых в период самозамораживания
работают три, а в период сублимации два: один конденсатор во всех
случаях находится на оттаивании, а один может быть в резерве. Кон-
денсаторы—'Трубчатые. Диаметр трубок d=57/51 мм. В качестве охла-
1 ) (|) с ) с ) (7) (*) (|> (®) (»)
1 4 Приборы по месту
Приборы на щите р /2 с. 441 ft ,2/7 © /7 35 /7 Зв
\JTJ
Назначение приборов Температура газа Давление Регцпи- роеание подачи газа Давление Регулирование Отсеч- ки газа Фильт- рация газа
газа перед ре- гулятор воздуха перед горелкой темпе- ратуры подачи воздуха давления газа
из сушил- ки на входе в сушилку перед горелкой
Регулиров к он троль Контроль
Рис. 4-17. Схема теплового контроля и автоматики трубы-сушилки.
А. Элементы схемы: I — труба-сушилка; II — топка с газовой горелкой Энергопроекта;
III — ленточный транспортер В=500 мм; IV — бункер-питатель влажного материала емкостью 5 м3,
шнека — В—200 мм; V — воздухозаборник с самоочищающимися масляными фильтрами; VI — воз-
духодувка; VII — циклон НИИОГАЗ серии ЦН-15-д 800 мм; VIII — батарейный циклон 5X250;
IX — бункер — сборник сухого материала; X — вентилятор; XI — секторный затвор, XII — ленточный
транспортер сухого материала В—500 мм; Г — городской газ; В — воздух.
Б. Приборы и датчики: 1а — термопара хромель-копель типа TXK-VII (0—300*С); 16 — тер-
мопара платино-платинородиевая типа ТМП-П (0—1 800°С); 2а— электронный автоматический по-
тенциометр ЭПД-32 (0—300°С); 26— милливольтметр показывающий МПЩ-Пр-54М (0—1600°С);
За, 36, Зв — напоромеры мембранные ТМП-1; 4а — пневматический исполнительный механизм
ДУ-150; 5а — регулятор нулевого давления ДУ-2,5; ба — регулятор давления газа РД-50; 7а —
предохранительный клапан ПК-80, 8а — заслонка дроссельная ДУ-150; 9а, 96, 10а — сигнализатор
падения давления СПДМ; Ла —датчик загрузки ДЗ-L
ждающей жидкости применяется аммиачный раствор. Температура
испаряющегося аммиака /на=—23° С, а конденсирующегося аммиака
==4-30° С. Температура трубок со стороны испаряющегося аммиака
t0=—20° С. Температура конденсирующегося насыщенного пара при
р=1,55 мм рт. ст. tc=—12°С, или 7’С=261°К. Температура льда, обра-
208
зующегося на стенках трубки, /л=—18° С, или ГЛ=+255°К. Начальная
и .конечная температуры стенок трубок в период таяния льда: *&'=t0=
——20° С, 0"= + 10°С. Температура воды, образующейся после таяния
льда, /в = +'5° С. Аммиак поступает в межтрубное пространство, а пары
из сублиматора—в трубное пространство.
Содержание расчетной части: 1) выполнение теплового расчета,
2) определение поверхности нагрева сублиматора и конденсатора и их
числа в установке; 3) определение продолжительности оттаивания льда
в конденсаторе с помощью паров аммиака от холодильной установки.
Содержание графической^ части: 1) чертеж сублиматора; 2) чертеж
конденсатора; 3) схема установки для сушки пищевых продуктов мето-
дом сублимации.
Литература: [Л. 50, 16].
Решение. Количество материала, поступающего на сушку за один
цикл,
~ TV7 100 + ЛАЛ 1°0 + 400 ™ ,
Gi = W —-------=400 .nh~ а ,==508 кг цикл.
и/j— wc 400 — 6,5 /иг
Количества влаги, удаляемые в каждый период сушки за 1
а) при самозамораживании 1ГСЗ = =55 кг^:,
957 5
б) при сублимации №Сб =-7-3-=34,2 кг]ч\
в) при испарении остаточной влаги №о.в=-^-==20 кг]ч.
Тепло, потребное в период сублимации,
qcz = гТГсб = 680 • 34,2 = 23 200 ккал]ч,
а за .все время сублимации QC6 = 680 • 257,5=<174 000 ккал.
Тепло, расходуемое за время испарения остаточной влаги,
Qo B=rJF0 н= 591-60 = 35460 ккал.
Количество тепла, необходимое для сушки,
Q=Qc6 + Q0B= 174000 + 35460 = 209460 ккал\
209 460 ,
q=.———?«500 ккал! кг испаренной влаги.
Выбираем сублиматор полочного типа (рис. 4-20). Для этой кон-
струкции можно принять, что излучающая поверхность плит равна по-
верхности противней (Fi=F2); степень черноты для плиты 81=0,96 и
степень черноты для рыбы 62=0,9, откуда
ед*= j j =0,87;
v+v-1
приняв &=1, 2, получим:
р 23 200
« л ~ ~ Г Г 273+ 40 V /273 —10\*1
1,2-4,9-0,87 Ц 100 J ( 100 / J
=95 л*2;
необходимая площадь загрузки рыбы
F==+=+106 **•
Количество сублиматоров
Юб с
п— 16,8
14—1243
209
sooo
9 упорный подшипник 1 А
8 редуктор 1
7 электродвигатель 1
6 опорный подшипник 1
5 лопатки Ст.З
9 питатель 1
3 уплотнение * 2.
2 корпус 1 Ст 3
~Г камера разгрузочная 1
/А п/п Наименование деталей Кол Мат Примеч нормали ГОСТ
Московский ордена Ленина энергетический институт
Кафедра. СТу | Специальность 0308
Тема, кирсооого '"проекта СУШИЛЬНЫЙ ЦЕХ для производства нитроаммофоски
Наименование чертежа СУШИЛЬНЫЙ БАРАБАН
Должность <Р И.О Подпись Дам НааитавМв
Студент
Руководитель
а)
Рис. 4-18. Образцы лучших курсовых проектов.
а — сушильный барабан; б — компоновка цеха.
скруббер
течка от элеватора к холодильнику
п холодильник КС
16 грохот
15 ленточный конвейер
14 течка от грохота к малотбЯробйлкд
13 молотковая дробилка
7? элеватор
Течка от"суш.барабаиа к элеватору
газоход от топки к суш. барабану
топке,
Воздуховоды к топке
течка от элеватораМк бункеру 5
бак для пульпы
бункер
ленточный конвейер
11 привод скребков
10 ссыпной бункер
9 нижнее днище
8 скребки
7 верхнее днище
6 газоотводный короб
5 дверь
9 кожух
3 смотровое окно
2 газораспределительный короб
1 привод диска.
№ п/п Наименование оборудования Кол. мат. Примеч. нормали ГОСТ
Тема курсового проекта Сушильный цех для производства нитроаммофоски.
наименование чертежа распылительная СУШИЛКА
Подписи Ф.И.О Подпись Дота Масштабов
Студент
Руководитель
Рис. 4-19. Образцы лучших курсовых проектов (распылительная сушилка).
I2 1 qi £ 5;‘ур 3200G 122 ,5 ,6 — /7 Iе !9 и | 3 С ) с ) ( ) ( ) ( J t -) С J С—; |
. -77"-Гх\У>: — 7 ( ) ( : ( > ( ./ ^311,5 ▼8,5
Z 1 \\ 2700 1 И ’ •= \J W19.0 J— 2850 —
/ х и: —
5 / 1 -Ьзт ?’— , =4
/ . . . I м
1 1 Г-=4
1 ——-
TV — - V 1 // u\ f
. ^5,7 X и
’Д - с' L I - и si 1 1 ЮООО - — ГЬ 1 - 1 □ СНП 7500 - - Г l> 1- *- 3= 1
Е зопп. Г'бУхт it-r- ?= ) >/ 1.
'cd ш 2900 | I..W 2000 -< >
'•Х^ХТХ'Т^У»’ W» ₽5Я с 1 \б350 — 1 2600 1 j ЖОГКТ! кгкгГоЯ) zwm>? wrwr J-* 6000 * 9 О СП
-* -1-5500 —» \Л»£/1 f 125й 1-*“^ г -*—4—6000 »1«
Т*"1 > 1 2 газоход от топки
1 2 Lj ZJj 1 1 1 i 11 12 ‘ 13 ленточный конвейер 1 топка
а _ . vuuu , срлп _
/ * * ,ж- йиии 2 газоход от топки к pa.cn. сушилке
13 ленточный конвейер 1 топка
12 мигалки IIs- п/п наименование оборудования Кол Мат Примеч ноачали РОСТ
11 винтовой конвейер
Московский ордена Ленина энергетический институт
10 элеватор
касредра СТУ Специальность ОЗОв
9 скруббер
8 циклон курсового проекта оишллпппш Ц^Л ОЛЯ производства нитроаммофоска
7 газоход от циклона к скрубберу
6 распылительная сушилка пиатспииипис чрптежа. кимннпиокя цел (попрпячный пазпез)
5 лоток от смесителя к раса, сушилке
Должность <Р.И0 Подпись Дата М 1-50
9 привод диска
Студент Чсего листов 9
3 таль электрическая Руководитель Лист ДИб
По расчету поверхность нагрева пл ит получилась меньше поверхности
противней, на которые может быть уложена рыба. Увеличив поверх-
ность плит, можно снизить их температуру и изменить тепловой режим
в достаточно широких пределах. Количество воды, подаваемой в грею-
щие плиты,
6=-^-=^^-=4640 л/^ = 4,64 м*/ч.
До 5
Количество тепла, отводимое конденсатором,
Qk==^C8 О’ "4“ ^пл) "4“ ^С8^П (^П 1»)'==
= 55 (600 + 80) + 5- 50,4 [15 — (—18)]=38 000 ккал]*.
В период самозамораживания, когда выделяется максимальное коли-
чество влаги, работают три конденсатора-замораживателя. В каждый
конденсатор поступает
18,33 кг/ч.
Теплосъем с каждого конденсатора
Q\=^-=^l=12700 ккал{ч.
Коэффициент теплоотдачи от паровоздушной замерзающей смеси
к поверхности льда по формуле (9-8) [Л. 50]:
_ 2,75Kg' / тс -Уж \чм
ai“pg.3 600 тс J
2,75.2.10-2.0,46 /261—255X41Л О1 . „ .
— 1,2-10-6-9»81 -3 600 261 J 31 ккал/м. -ч-град
где
, IT'cs 18,33 п АС . „
g =-^-=-40-=0,46 кг!м*-ч.
В этой формуле X и р из-за отсутствия данных взяты при темпера-
туре 100° С и при давлении 1 ат. Коэффициент теплоотдачи от стенок
к испаряющемуся аммиаку по формуле (9-7) [Л. 50]:
а2=4,2 (1 + 0.007Q q°’ ’, ккал]*? • ч • град,
где
<7 = Q'K/F = 320 ккал1м2-ч',
а2=4,2 [ 1 + 0,007 (—20)] 276°-’ = 200 ккал^м2 • ч • град.
Коэффициент теплопередачи конденсатора
k___________________________!_________=
J_+2£t.+Jjl+_L
а1 ^СТ ^Л а2
= j о.ооз 0,006 i = 26’5 ккал]м2• ч • град,
ЗГ** 39 *Т?935 + 200
где 6л — толщина льда, принятая равной 6 мм\ Хл — теплопроводность
льда, равная 1,935 ккал)м ‘ ч - град-, Хст — теплопроводность стенки, рав-
ная 39,0 ккал 1м • ч • град.
214
Средняя разность температур
Ы = tK — tа = (— 12) — (—23) = 11 ° С.
Поверхность нагрева конденсатора
Q\ 12700 __________
Ш = 26,5-11 —4<5’
М2,
что близко совпадает с принятым ранее значением.
На рис. 4-21 показан спроектированный кожухотрубчатый конденса-
тор-вымораживатель. Предусматриваем также оттаивание льда с по-
Рис 4 20 Сублиматор
1 — корпус сублиматора; 2 — крышка суб-
лиматора, 3 — устройство для поворачи
вания крышки; 4 — противни для сушки
продуктов в замороженном состоянии
Рис 4-21 Конденсатор-выморажи-
ватель
1 — подача аммиака; 2 — спуск воды;
3 — подача пара для оттаивания труб.
мощью (водяного пара. Для этой цели ввариваем патрубок 3. Количество
тепла, необходимое для оттаивания льда, по формуле (9-9) [Л. 50]
Qo = Сагл + баСл (fB - /л) 4- G^r (&"ст - &'ст) =
= 220-80 4- 220-0,52 45 — (—18)] 4- 3 000-0,11 [10 — (—20)] =
= 30200 ккал,
где
Рл = ЛЗлРл=40-0,006-920 = 220 кг.
215
Рис. 4-22. Схема установки для сушки пищевых продуктов методом сублимации. t
/ — сублиматор; 2 —сильфонный вентиль; 3 — сильфон; 4 — бак для горячей воды; 5 — конденсаторы-вымораживатели; 6 — отделитель жидкости; 7 —элементный кон-
денсатор; 8 —I аммиачный ресивер; 9 — компрессор; 10 — вакуумный насос; 11—43 — электродвигатели; 14 — центробежный насос; 15 — фильтр; 16 — греющие плиты; 11 —
термовакуумметр; 18 — регулирующий вентиль; 19 — противни с продуктом; 20 — нижняя греющая плита; 21 — терморегулятор.
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующихся паров аммиака к
стенкам трубы по формуле (9-12) [Л. 50]
а1=1,177.72^=
1 у MF
„ ™ з/" 273,6-595,22.0,4* с сЛП / з л
=.1,177 у 21,18.Ю-«.4 5ОО =s5500 ккал[м2-ч-град.
Коэффициент теплопередачи от конденсирующихся паров аммиака к таю-
щему льду
k---------!_________
1 । t “
ал ^-Ст
==----j---0 q03—о~ооб——260 ккал/м2-ч-град.
5 500 39 ! 1,94
При температуре конденсирующихся паров аммиака =30°tC
и температуре тающего льда /л=0°С разность температур А/=30—0=
=30° С.
Время на оттаивание льда
Qo 30 200 Л 1 с
т = л7 = от ле чп= 0.1 Ч = 6 MUH.
kFK&t 260.46.30
На рис. 4-22 представлена схема установки для сушки пищевых про-
дуктов методом сублимации.
4-3. ХАРАКТЕРИСТИКА СУШИЛОК И ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО
ОБОРУДОВАНИЯ СУШИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
Типы сушилок. Характеристика сушилок дана в [Л. 88, 16, 29, 50, 52, 61, 63,
74, 91]. Ниже в табл. 4-8 приводится характеристика лесосушилок, в том числе и лесо-
сушилки, рассмотренной в примере 4-1, а в табл. 4-i9— характеристика барабанных су-
шилок. Трубы-сушилки и сушилки с кипящим слоем, рассмотренные в примере 4-3, не
нормализованы.
вспомогательное оборудование1. Сюда относятся вентиляторы, пылеотделители,
обеспечивающие и сепарирующие устройства и электродвигатели.
(Вентиляторы делятся на две серии: центробежные и осевые. Осевые вентиляторы
находят применение обычно в тех случаях, когда необходимо иметь высокую произво-
дительность |(десятки тысяч кг/ч газа) при малом гидравлическом сопротивлении систе-
мы |(не более 40 мм вод ст.). Центробежные вентиляторы представлены тремя группа-
ми: а) низкого давления—<до 100 мм вод. ст.-, б) среднего давления — от 100 до
300 мм вод. ст.; в) высокого давления — от 300 до И 500 мм вод. ст.
Следует иметь в виду также значительное конструктивное разнообразие вентиля-
торов. Они могут быть одностороннего или двухстороннего всасывания, правого или
левого вращения, с различным коструктивным оформлением привода. Основные данные
о центробежных вентиляторах даны в приложении П-13.
При выборе серии и типа вентилятора необходимо знать производительность
и требуемый полный напор, содержание в газе механических и химических примесей.
Для решения вопроса о внешнем конструктивном оформлении вентилятора следует
учитывать специфику компоновки вентиляционной системы.
При выбранной группе и конструкции номер вентилятора определяется в зави-
симости от полного давления, производительности, к. п. д. и допустимой окружной
скорости по номограммам, графикам и таблицам, составленным для стандартного воз-
духа с параметрами рСт = 1,2 кг/м3; i/Ct=20°C.
Номограммы, графики и таблицы для подбора вентиляторов, а также пояснения
•к ним представлены в литературных источниках (Л. 30, 77, 88, 50, 103].
На рис. 4-24—4-27 даны характеристики вентиляторов, наиболее часто применяв*
мых в сушильных установках.
1 Расчет топок для сушильных установок в этой главе не приводится, так как
методика их расчета и выбор форсунок для жидкого топлива или горелок для сжигания
газа или колосниковой решетки для твердого топлива рассматриваются в гл. 6 Здесь
на рис 4-23 показаны типы топок, применяемые в сушильных установках.
217
Таблица 4-8
218
Характеристика лесосушильных камер для пиломатериалов
Типы сушилок
Показатели Грум-Гржи- майло (Стальпроект) ВИАМ-1 ВИАМ-П (ВИАМ) ЛАТГИПРОМ с осевыми вен- тиляторами ВНИИДМАШ на газообразном топливе (природ, иый газ) ЦНИИМОД-56 (Гипродрев) Эжекционно-ре- версивиая ЦНИИМОД, Крече- това (Гипродрев) Гипродрев для экспорт- ных пилома- териалов) Противоточная Союзтепло- строй СТС-1
Теплоснабжение . . . • Циркуляция Пар Естественная овое Принуди- Принуди- Газовое Принудительная Воздушно- паровое Принуди- Принудительная Газовое Принуди- Принуди-
Работа камер Периодичес- тельная Периоди- тельная Периоди- Периодическая тельная Непрерывная Непрерывная тельная Непрерывная тельная Периоди-
Длина камеры, мм кая 14,0 ческая 14,0 ческая 14,0 14,0 24,0 36,0 23,0 ческая 36,0
Ширина камеры, м V 3,7 3,1 5,7 7,0 2,8 6,85 2,6
Высота с учетом подвала или венти- ляторного помещения, м 4,6 4,4 3,0 4,0 5,0 3,9 3,3 4,4
Внутренний объем камеры, м* . . . Число штабелей в камере при длине досок 6,5 305 4 225,0 2 2 4 840 10 390 5 12 415
Ширина и высота штабеля, м . . . . 1,5X2,5 2,5X2,8 1,8X2,6 1,8X2,7 1,8X2,6 1,8X3,0 1,9X2,6 2,4X2,5
Габаритный объем всех штабелей при длине досок 6,5 л, м* ...... Полезная емкость камеры при сред- ней длине досок 5,5 м, м* ... . Годовая производительность камеры в условном материале, м*{год . . Поверхность нагрева калорифера реб- ристых труб при давлении пара в трубах калорифера 3 ат, лг . . . Расход пара на камере (для газовых сушилок—расход топлива), кг/ч . . 97,6 34,0 1900 91,1 43,6 2 900 29,2 4 850 60,8 8000 20000 156 77 4 900 10800 195 68,0 4 100
288 192 456 480 - - 480
300 380 470 1800 120 138
Тип и серия вентилятора Осевой Осевой Осевой ЦАГИ Осевой Центробежный Осевой Осевой им-
Номер вентилятора ЦАГИ ревер- сивный 8,5 ЦАГИ серии У-12 20 серии В 10 ЦАГИ серии В 14 среднего давле- ния 11 ЦАГИ серии У-12 12 портный 8 и 5
Число вентиляторов на камеру .... 6 2 2 3 1 3 2
Установленная мощность электродви- гателя на камеру, кет ...... —- 4,5 20,0 20,0 42 На блок 27 42,0 4,5
Пример. Подобрать центробежный вентилятор серии ВРВ для производительно-
сти 30000 мР/ч воздуха рр=11 кг/м* при полном 'сопротивлении сушильной установки
50 мм вод. ст. Определить потребную мощность электродвигателя.
Расчетный напор для воздуха будет:
Я₽ = Яс“=50
ГО
1,2
—j—=60 мм вод. ст.
Максимальный ж. п. д. центробежных вентиляторов серии ВРВ составляет 0,665.
Из точки а на рис. 4-24, соответствующей 60 мм вод. ст. полного напора, проводим
линию до .пересечения с кривой к. п.д. т) =0,665 и находим точку б. Однако перпенди-
куляр, опущенный из точки б на горизонталь в точку с, соответствующую производи-
тельности вентиляторов по правой шкале, не совпадает с характеристикой производи-
тельности вентилятора № 12, поэтому передвигаем точку б вправо до точки & с таким
Рис. 4-23 Типы топок для сушильных установок.
а — ручная топка с горизонтальной колосниковой решеткой; б — металлическая топка (передвиж-
ная или транспортная) —теплогенератор ТГ-800 ВИЭСХ; 1 — топочная камера; 2— горелка; 3—вен-
тилятор; 4 — электродвигатель; 5-—топливный бак; 6 — жалюзи; в — топка для сжигания низко-
калорийного газа к сушилке с рециркуляцией топочных газов: / — растопочная труба с шибером;
2 — растопочная топка; 3 — отверстие к вентилятору; г — полугазовая бесколосниковая топка для
сжигания древесных отбросов с искроосадительными камерами; д — топка системы ВТИ е наклон-
ной колосниковой решеткой и циклоном; е — эжекционная топка для сжигания высококалорийного
газа, ж — топка с рекуператором для подогрева воздуха. / — топка; 2 — пылеосадительная камера;
J — окно; 4 — рекуператор; 5 — труба; 6 — патрубок вентилятора; 7 — нагнетающая труба; в — вен-
тилятор.
219
Таблица 4-9
Характеристики барабанных сушилок, выпускаемых Уралхиммашзаводом
и заводом „Прогресс"
____________________________(г. Бердичев) _________________
Показатели № по спецификации
7450 7119 6843 6720 7207 7208
Внутренний диаметр бара-
бана, м 1 ,5 1,8 2,2 2,2 2,8 2,8
Длина барабана, м .... 8 12 12 14 12 14
Толщина стенок наружного
цилиндра, м 10 12 14 14 14 14
Объем сушильного прост-
ранства, лс3 14,1 30,5 45,6 53,2 74,0 86,2
Общее число ячеек, шт. . . 25 28 28 28 51 51
Скорость вращения бара-
бана, об/мин .... 5 5 5 5 5 5
Скорость вращения ремен-
ного шкива, об/мин . . . 200 200 200 200 200 200
Общий вес барабана без
топки, кг 13,6 24,7 42,0 45,7 65,0 70,0
Потребная мощность двига-
теля, л. с 8 14 17 20 28 35
Производительность бараба-
на по влаге, кг/ч .... 700 1 100 1 640 1910 £42 660 3100
Примечание. ВНИИНИАШ утвердил новые нормали МН-2106-61, которые предусматривают
также барабаны диаметром 1,2; 1,4; 1,6; 2 и 2,5 м с длиной от 4 до 10 м для малых диаметров и от
14 до 22 м — для больших диаметров.
120
110
100 к
90
5/7
к
60
50
40 -
30
Ю
§
20 --
о
8000
12000
2 ЮООО
20000
-I 24000
28000
32000
с- 36000
£
40000
44000
<ь
48000
52000
56000
60000
______________________________"О V
2 4 6 в Ю 12 14 16 16 20 22
Скорость, м/сек
—
к
X X
Ч.
1
г\^
х^
V
1
16000
24000
30000
36000 '
48000
54000
60000
66000
72000
78000
84000
90000
е:
Рис. 4-24. Номограмма для
подбора центробежных вен-
тиляторов низкого давления
системы Рысина серии ВРВ.
л
у
§
5
у
а
а
220
расчетом, чтобы точка с' попала на характеристику вентилятора № >12 соответственно»
его производительности 00000 м3/ч. При этих условиях к. п. д. вентилятора соответст-
венно точке б' составит 0,655.
А 7 400
Число оборотов вентилятора п=-^-=——=615 об/мин, таким образом, при-
ходится предусмотреть соединение с электродвигателем посредством ременной переда-
чи. Для этих условий можно было 'бы выбрать вентилятор № 40, но он имеет меньший
к. п. д. |(т)~0,56) и почти столь же низкое число оборотов (п=®60 об/мин), т. е. для»
него также было |бы трудно подобрать электродвигатель без ременной передачи.
Рис. 4-25. Номограмма для подбора центробежных вентиляторов среднего давления
СТД-57.
Пылеотделители, обеспыливающие и сепарационные устройства предназначе-
ны для отделения твердых частиц уноса от несущего газового потока, что имеет как
технологическое, так и санитарно-техническое значение. Для этой цели используются
следующие устройства:
1) пылеосадительные камеры, в которых используется действие сил тяжести;
2) циклоны, в которых используется действие центробежных сил;
3) жалюзийно-инерционные отделители, в которых используется действие сил
инерции, пропорциональное массе 1(плотности) тел;
221
4) сухие контактно-поверхностные отделители и жидкостные контактно-поверхно-
стные пылеотделители (скрубберы), в которых используется действие сил сцепления
и прилипания;
5) фильтры >(матерчатые, бумажные, из сыпучих или ‘волокнистых материалов),
в которых используется задержка частиц уноса )(пыли) плоской или - пространственной
решеткой;
6) электрофильтры, в которых используется отделение пыли в электрическом поле
постоянного тока.
Скорость воздуха в выхлопном отверстии венти
лятора, м./сек
Рис. 4-26. Номограмма для подбора осе-
вых шестилопастных вентиляторов се-
рии У при относительном диаметре втул-
ки d=0,5 и угле установки лопастей
0=25°.
Рис. 4-27. Номограмма для подбора осе-
вых вентиляторов серии В при числе лопа-
стей 16, угле установки лопастей 6=25° и
относительном диаметре втулки d=0,7.
Подачо воздуха, тыс.м3/^
Следует отметить, что наряду с основной действующей силой в каждом пылеоса-
дителе могут в меньшей степени действовать и другие силы из числа указанных здесь.
В сушильной технике наиболее употребительны циклоны — отдельные или в виде
батарей мультициклонов, а также фильтры. Электрические фильтры применяются редко
из-за высокой их стоимости.
При выборе типа пылеотделителя должны учитываться температура газового
потока, концентрация частиц в потоке, дисперсность и влажность частиц уноса. Эффек-
тивность работы пылеотделителей, их особенности и размеры рассмотрены в источниках
[Л. 23, 50, 79, 86, 67].
На рис. 4-28 показаны циклоны НИИОГАЗ серии ЦН-115, а в приложении даны
их конструктивные размеры. На рис. 4-29 дан общий вид и элементы батарейного
циклона, а в табл. 4-110 приведены значения коэффициента сопротивления для батарей-
ных циклонов различного типа.
Циклоны НИИОГАЗ и батарейные циклоны наиболее часто используются в су-
шильных установках в качестве обеспыливающих устройств.
Выбор электродвигателей при известной потребляемой мощности вентилятором,
насосом или другим потребителем, а также с учетом условий эксплуатации можно
осуществить при помощи пособий [Л. 77, 1104]. В приложении П-46 дана характеристика
наиболее широко применяемых для привода вентиляторов и насосов асинхронных
электродвигателей серии А.
222
Таблица 4-1
Гидравлическое сопротивление
батарейных циклонов,
рассчитанное по фиктивной
скорости
Тип циклона *
ЦН-15 105
ЦН-15у ПО
ЦН-24 60
ЦН-11 180
Розетка (а = 25°) 90
БЦ. Розетка (а = 30°) 65
Винт (« = 25°) 85
Рис. 4-28. Конструктивные размеры
циклонов НИИОГАЗ серии ЦН-15.
Рис. 4-29. Общий вид и элементы батарей-
ного циклона.
а — обший вид; б и в — элементы с направляю-
щим аппаратом типа «розетка» и типа «винт».
4-4. ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ ГРАФИКИ И ТАБЛИЦЫ ДЛЯ РАСЧЕТА
СУШИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
При расчете сушильных установок необходимо определять объем и плотность су-
шильного агента )(влажного воздуха или его смеси с топочными газами). Для этого
удобно использовать /d-диаграммы с нанесенной на них сеткой v и р, как это показано
на рис. 4-30 и 4-31. В расчетах необходимо также знать значения физических констант
влажного воздуха и топочных газов 1(А>, с, р, а). Однако эти данные отсутствуют, их
надо или специально подсчитывать по средним удельным значениям этих констант для
газа и водяных паров, или пользоваться приближенными значениями для сухого газа
или воздуха, как это обычно и делают. В приложении П-1 даны значения физических
констант для сухого воздуха при В—760 мм рт. ст., а в приложении П-2 — эти же
значения для дымовых газов. В приложении П-16 даны значения температур наружного
воздуха в различных городах СССР.
Для расчетов конвективных сушильных установок в конце книги дается вклейка
/d-диаграмм влажного воздуха для средних и низких температур.
223
6500
Влагосодержание а,е на 1кг сухого Воздуха
Рис. 4-30. Zd-диаграмма для определения плотности и удельного объема влажного воздуха.
Давление водяного пара . лгл/ вод сто.
О 500 1000 1500 2000 2500 5000 5500
Влагосодержание а на 1кг сухого газа (1мм= 1г)
Рис. 4-31. Id-диаграмма для определения плотности и удельного объема топочных газов.
15—1243
225
Глава пятая,
ТРАНСФОРМАТОРЫ ТЕПЛА И ХОЛОДИЛЬНЫЕ
УСТАНОВКИ
5-1. НЕКОТОРЫЕ УКАЗАНИЯ К ВЫБОРУ ТИПА
ТРАНСФОРМАТОРОВ ТЕПЛА И ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
Трансформаторы тепла. Существует три основных типа трансформа-
торов тепла [Л. 48]: турбокомпрессоры с паровым или электрическим
приводом, струйные аппараты—термо комп рессоры и установки, исполь-
зующие теплоту химических реакций, — термохимические трансформа-
торы тепла. В последнее время изучается возможность рационального
применения в качестве трансформаторов тепла абсорбционных уста-
новок, которые зимой используются для обогрева зданий, а летом —
в системах охлаждения [Л. 5].
Турбокомпрессоры ме получили применения, так как они требуют
значительного расхода электроэнергии (при электроприводе), а исполь-
зование для их привода турбины затрудняется из-за того, что для ее
работы требуется пар более высокого давления, которым обычно не рас-
полагают на выпарной станции или в кузнечном цехе, где имеется отра-
ботавший пар низкого давления. Кроме того, в большинстве случаев для
таких условий трудно подобрать турбину серийного изготовления, спе-
циальное же проектирование и изготовление турбин при единичных за-
казах экономически нецелесообразно.
Термохимические трансформаторы также не получили применения
вследствие своей громоздкости и отсутствия опыта их проектирования
и эксплуатации. Естественно, что наличие в производственных цехах
термохимических трансформаторов тепла усложняет и удорожает экс-
плуатацию, так как требует эксплуатационного персонала более высо-
кой квалификации. В отечественной промышленности практическое
применение получил только струйный трансформатор тепла — паровой
инжектор, пример расчета которого по методике, разработанной во
ВТИ профессором Е. Я. Соколовым и Н. М. Зингером, рассматривает-
ся в данной главе.
Следует заметить, что приведенная в [Л 48] методика расчета пароструйного ком-
прессора— инжектора на основе нахождения максимального коэффициента инжекции
с построением процесса на is диаграмме очень наглядна и позволяет понять физическую
сущность этого процесса. К сожалению, если рассчитать такой эжектор на максималь-
ный коэффициент инжекции, т е при расчете эжектора ограничиться только определе-
нием предварительных значений его геометрических параметров (как это сделано в при
мере 8 2 (Л 48]), то изготовленный по найденным таким образом размерам инжектор
будет иметь большую степень сжатия, но меньшую производительность (меньший
коэффициент инжекции) Причина этого явления заключается в том, что при посте-
пенном уменьшении давления на выходе из
эжектора рс коэффициент инжекции увеличи-
вается только до определенного предела
(рис 5 1, точка Д) В проточной части каме-
ры смешения инжектора в этот момент ско-
рость потока достигает критического значения
(скорости звука) и как следствие возникает
скачок уплотнения Эффект от дальнейшего
снижения давления сжатия рс не может пере-
даваться через фронт скачка навстречу по-
току и проникнуть в приемную камеру По-
этому при дальнейшем снижении рс расход
инжектируемой среды остается постоянным
(£7=const, участок А—Б характеристики на
рис 5-1).
Методика расчета, принятая в примере
8 2 (Л 48], предполагает плавное изменение рс
в зависимости от U (пунктирная кривая на
графике) и не учитывает возможности скачков
уплотнения
Рис. 5-2. Принципиальная схема односту-
пенчатой паровой компрессионной установ-
ки (а) и ее действительный процесс в Ts-
диаграмме (б).
I — компрессор; II — конденсатор; III — дроссель»
ный вентиль; IV — испаритель; V — переохлади-
тель; VI — отделитель жидкости; VII — потреби-
тели холода.
Учитывая вышеизложенное, необходимо производить проверку на предельный ре-
жим и корректировать геометрические размеры, получаемые в результате предваритель-
ного расчета.
Скачки уплотнения, возникающие в проточной части эжектора, значительно
снижают коэффициент инжекции по сравнению с предварительным расчетным зна-
чением.
Поэтому при курсовом и дипломном проектировании рекомендуется после того,
как студенты уже получат представление о физической сущности процессов, происхо-
дящих в компрессоре, для расчета струйных компрессоров пользоваться методикой
Е. Я. Соколова и Н. М. Зингера {Л. 81], позволяющей строить характеристику струйно-
го термокомпрессора и в сочетании с уравнениями предельных режимов получать кар-
тину работы эжектора при любом изменении параметров рабочей и инжектируемой
среды. В указанном источнике приведены таблицы газодинамических функций, которые
значительно облегчают этот довольно громоздкий расчет.
Холодильные машины. В промышлен|но'сти нашли применение три
типа холодильных машин: компрессионные, абсорбционные и пароэжек-
торные (Л. 41, 48, 71, 5]. Кроме
того, для условий малой холодо-
производительности при наличии
сжатого воздуха в ряде случаев
применяются вихревые трубы, ис-
пользующие эффект Ранка —
Хильша.
Компрессоры компрессионных
холодильных машин разделяют
на следующие типы: а) поршне-
вые с прямолинейно-возврат-
ным движением поршня; б) цен-
тробежные или турбокомпрес-
соры; в) ротационные с вра-
щающимся или катящимся порш-
нем.
Самыми распространенными и
достигшими в конструктивном
отношении высокой степени совершенства и экономичности являются хо-
лодильные машины с поршневыми компрессорами (рис. 5-2 )л, которые
различаются: а) по холодильному агенту (ЫНз, Ф-12, Ф-22, СОг и др.);
б) по числу ступеней сжатия (одноступенчатые, двухступенчатые);
в) по числу цилиндров (одноцилиндровые, двухцилиндровые); г) по
расположению осей цилиндра (горизонтальные, вертикальные).
В основном применяют паровые поршневые холодильные компрессо-
ры следующих типов:
а) при холодопроизводительности при нормальных температурных
условиях1 800 000 ккал!ч— прямоточные, вертикальные или С-об-
разные простого действия;
б) при Q 800 000 ккал!ч — горизонтальные двойного действия.
В табл. 5-12—5-14 приведены характеристики холодильных аммиачных
и фреоновых поршневых компрессоров.
Турбокомпрессоры при работе с общепринятыми хладоагентами
успешно конкурируют с поршневыми только при больших холодопроиз-
водительностях, при которых они обладают достаточно высоким к. п. д.,
и при низких температурах испарения (от —30 до —100°С). Примене-
ние же новых хладоагентов, а также использование в качестве рабочего
тела газа (например, воздуха) и схемы с турбодетандерными циклами
делают возможным создание машины холодопроизводительностью
2 Гкал)ч, а также использовать выпускаемые серийно турбохолодильные
машины ТМХ-300 холодопроизводительностью 260 000 ккал/ч с рабочей
1 Нормальными температурными условиями считаются: температура испарения
t0=—10° С; температура конденсации /К=+25°С; температура переохлаждения /п=
==15° С. Стандартными условиями: /о=—/к=+30°С; /П = +25ОС.
15* - 227
температурой —80, —'120° С и одновременно выхлопьивающих воздух
с температурой +100° С.
В абсорбционных холодильных машинах [Л. 5, 48, 71, 88] в качестве
рабочих веществ используют растворы, состоящие из двух компонентов
с резко различными температурами кипения при одинаковом давлении.
Собственно хладоагентом является компонент с низкой температурой
кипения.
Второй компонент со значительно более высокой температурой
кипения называется абсорбентом. Чаще всего в качестве хладоагента
применяют аммиак, а в качестве абсорбента — воду, которая обладает
свойством поглощать или абсорбировать значительные объемы паров
аммиака.
Основными элементами абсорбционной холодильной машины, как показано на
рис. 5-3, являются: кипятильник (генератор) I, абсорбер V, конденсатор II, испари-
Рис. 5-3. Принципиальная схема простейшей одно-
ступенчатой абсорбционной холодильной установки
и теоретический процесс (тепловой баланс) в Тз-диа-
грамме.
I — генератор; И — конденсатор; III — регулирующий вен-
тиль; IV — испаритель; V — абсорбер; VI — перепускной вен»
тиль; VII — перекачивающий насос.
тель IV. В этой /машине холод
поручается за счет кипения
аммиака в испарителе при низ-
кой температуре. Пары аммиа-
ка из испарителя непрерывно
засасываются в абсорбер, где
поглощаются слабым водоам-
миачным раствором, притекаю-
щим из кипятильника. Процесс
абсорбции происходит при по-
стоянном давлении ро, немного
меньшем давления в испарите-
ле. Этот процесс сопровож-
дается выделением тепла Qa^
которое отводится от абсорбе-
ра охлаждающей водой. Обра-
зовавшийся в абсорбере креп-
кий раствор подается насосом
в кипятильник.
миака, которые поступают в конденсатор и в нем
В кипятильнике водоамми-
ачный раствор выпаривается
при постоянном давлении, не-
много большем, чем давление
в (кюнден'са1то1ре. Для этого рас-
ходуется тепло Qh, отбираемое
от преющего водяного пара.
В результате кипячения рас-
твора выделяются пары ам-
сжижаются под воздействием
воды, отводящей тепло конденсации.
Образовавшийся слабый раствор поступает к вентилю VI, дросселируется, испа-
ряется в испарителе и при пониженном давлении возвращается в абсорбер.
Таким образом, в этой машине аммиак непрерывно циркулирует между основным»
элементами — конденсатором, регулирующим вентилем, испарителем и системой абсор-
бер— кипятильник. Одновременно между абсорбером, насосом, кипятильником и регу-
лирующим вентилем циркулирует водоаммиачный раствор. В практике применяют водо
аммиачные абсорбционные машины с теплообменником, ректификатором и дефлегмато
ром, которые включают в схему для повышения экономичности цикла Теплообменник
служит для подогрева крепкого раствора на пути в кипятильник за счет охлаждения
слабого раствора, поступающего из кипятильника в абсорбер. Он уменьшает расход
греющего пара в кипятильнике и охлаждающей воды в абсорбере. Ректификатор слу-
жит для отделения паров холодильного.агента от паров абсорбента.
Смесь паров хладоагента и абсорбента из кипятильника поступает в ректифика-
тор и взаимодействует в нем с крепким раствором, направляемым в кипятильник для
выпаривания. Смесь охлаждается и становится по содержанию холодильного агента
более концентрированной, равновесной крепкому раствору. Дефлегматор, охлаждаемы»
водой, предназначен для дальнейшей очистки паров хладоагента от паров абсорбента.
После дефлегматора получают практически чистый аммиак, направляемый в конден-
сатор. Тепловой коэффициент абсорбционных холодильных машин несколько ниже
холодильного коэффициента паровых компрессионных машин? Однако преимущество«
абсорбционной машины заключается в том, что для ее работы можно использовать
очень дешевые источники тепла — отработанный пар, отходящие газы, горячую воду.
Вторым достоинством является то, что в абсорбционной машине практически отсутст-
вуют трущиеся части. /
228
В настоящее время получают применение абсорбционные бромисто-литиевые ма-
шины, которые успешно конкурируют с пароэжекторными холодильными машинами
в части использования больших количеств низкопотенциального тепла.
Абсорбционные холодильные машины серийно не изготовляются.
В пароэжекторных холодильных машинах [Л. 48, 88, 102] для про-
изводства холода и поддержания температуры охлаждаемых объектов
ниже температуры окружающей среды используется испарение жидко*
стей.
Рис. 5-4. Схема пароэжекторной холодильной установки.
1 — многосопловой эжектор; 2 — конденсатор; 3 — поплавковый дроссельный вентиль; 4 — испари*
тель; 5 — холодильник — потребитель холода; 6—насосы; 7 — эжектор I ступени; 8 —эжектор
II ступени; 9 и 10 — конденсаторы I и II ступеней; 11 — поплавковый клапан и водяной затвор:
12—обратный клапан; 13 — разбрызгивающее устройство.
Как и во всех паровых холодильных машинах, в пароэжекторной
машине хладоагент (рабочее тело) совершает замкнутый цикл: испа-
ряется в испарителе, отнимая тепло от охлаждаемого тела, и затем
вновь переходит в жидкое состояние.
Основными элементами пароэжекторной машины (рис. 5-4) являются: испаритель,
струйный компрессор, при помощи которого отсосанные из испарителя пары доводятся
до давления конденсации, соответствующего температуре теплоносителя, передающего
тепло окружающей среде (охлаждающая вода, воздух и др.), конденсационное устрой-
ство и дроссельный вентиль, в котором давление сжиженного рабочего тела понижает-
ся до давления в испарителе.
Теоретически в пароэжекторных холодильных машинах может быть использовано
любое из известных рабочих тел, однако практическое применение нашли лишь маши-
ны, работающие на водяном паре.
Вода как хладоагент обладает рядом свойств, затрудняющих использование ее
в паровых компрессорных машинах. Так, для получения температур, близких к О’С,
необходимо поддерживать чрезвычайно низкое давление в испарителе. Например, при
температуре кипения 4-5° С давление в испарителе должно быть равно 0,0089 ат. При
этом удельный объем насыщенного водяного пара равен 147,2 м3!кг, или почти
в 8 000 раз больше удельного объема паров фреона-12 при той же температуре.
Отсасывание таких больших объемов водяного пара успешно осуществляется лишь
при помощи пароструйных эжекторов.
Ограниченное применение пароводяных эжектроных машин определяется тем, что
в связи с применением в качестве хладоагента воды снижение температуры испарения
ниже 0°С невозможно. При более низких температурах испарения в качестве рабочих
тел следует применять рассолы (растворы хлористого кальция или хлористого натрия
в воде). Однако уже при температуре испарения ниже 4°С и температуре охлаждаю-
щей воды около 20э С необходимо двухступенчатое сжатие отсасываемого из испарителя
холодного пара. При этом резко увеличиваются энергетические затраты и пароэжек-
торные машины становятся неэкономичными.
Поэтому пароводяные эжекторные холодильные машины применяются Для полу-
чения температур холодоносителя ниже 0°С только в особых случаях. Имеются, на-
пример, льдоделательные пароводяные эжекторные холодильные машины, в которых
поступающая в испаритель вода замораживается, и лед в виде трубочек или блоков
сбрасывается в бункер, расположенный за испарителем.
229
Наоборот, при охлаждении воды лишь до 5—15° С пароводяные эжекторные ма-
шины эффективно применяются не только благодаря несложной конструкции, простоте
и безопасности в эксплуатации, но также потому, что их эксплуатационные показатели
получаются сравнимыми с показателями компрессионных машин.
Пароводяные эжекторные холодильные машины применяются в самых различных
областях промышленности: для полного или частичного кондиционирования воздуха
в горячих цехах металлургических заводов, на морских судах и в общественных зда-
ниях; для охлаждения технологической воды в химической и пищевой промышленно-
сти; для охлаждения паточного раствора в сепарационных цехах сахарных заводов
и т. п.
5-2. ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТРАНСФОРМАТОРОВ ТЕПЛА
И ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
п ример 5-1. Расчет достижимого коэффициента инжекции и
основных конструктивных размеров пароструйного компрессора
Задание. Определить достижимый коэффициент инжекции и
основные геометрические размеры пароструйного компрессора и по-
строить его характеристику pc=if(U) при переменном режиме по мето-
дике Е. Я. Соколова и Н. М. Зингера с использованием газодинамиче-
ских функций.
Исходные условия: давле-
ние рабочего пара перед ком-
прессором: рр=10 ат; темпе-
ратура рабочего пара /р=
= 180° С; давление инжекти-
руемого пара перед компрессо-
ром рн= 1,2 ат; степень сухо-
Рис. 5-5. Схема струйного компрессора (а) и
график изменения давлений вдоль его оси (б).
А — рабочее сопло; В — приемная камера; С — каме-
ра смешения; D — диффузор.
сти инжектируемого пара х=
=0,95; давления сжатия рс =
=3 ат; производительность
компрессора Gc=2 800 кг/ч;
максимальное давление рабо-
чего пара 12 ат; минимальное
давление рабочего пара 8 ат.
«Литература: («Л. 48, 81].
Решение. Составляем
схему струйного компрессора
(рис. 5-5), наносим на нее так-
же кривые изменения давле-
ний рабочего и инжектируемого пара в сечениях компрессора и соответ-
ствующие им обозначения параметров.
Определение максимального коэффициента инжекции струйного
компрессора. Критические скорости рабочего, инжектируемого и сжато-
го потоков определяем по формуле
ах= 2g / povo, (5-1)
где g=9,81 м/сек2 — ускорение свободно падающего тела; k=c^/cv —
показатель адиабаты; для сухого насыщенного водяного пара &=1,13;
Ро, Vq — давление и удельный объем в адиабатно заторможенном (непо-
движном состоянии).
Критическая скорость рабочего потока:
арх=3,22 j/10-104-0,198 = 455 м/сек.
Практическая скорость инжектируемого потока
«Нх = 3,22/1,2.104-1,38 = 414 м/сек.
230
Для расчета критической скорости сжатого потока асх задаемся ко-
эффициентом инжекции U.—0,5, тогда
/с=
/р-|-{Л'н__ 665 4-0,5-614
1 -|-£/ 14-0,5
==648 ккал}кг.
где гр, /н, ic — энтальпия рабочего, инжектируемого и сжатого потоков»
ккал{ кг.
Зная хс, по /s-диаграмме находим:
ис = 0,62 м*!кг,
а затем
ясх=3,22 J/3-104-0,62 = 440 м{сек.
Задаемся рядом значений давления р2 в начале камеры смешения
от р2 = Рн= 12 000 мм вод. ст. до р2 = Пх, рн = 0,57 • 12 000 =
=6 840 мм вод. ст., где Пх — относительное давление при критической
скорости газа.
Для каждого значения р2 определяем относительное давление:
П Р2 . п Ръ . п р2
Рр Рн Рс
Затем по газодинамическим таблицам, приведенным в [Л. 81], на-
ходим соответствующие значения приведенных адиабатных скоростей.
График газодинамических функций приведен на рис. 5-6.
231
Определяем k3 — коэффициент, зависящий от распределения рабо-
ты сжатия между камерой смешения и диффузором:
t 1 Г1 —^ез । „2 kg 1 Лез Лея
l-^+^З 2ke ес8ГТ^/П=^Г’
лс-1 *в-1
* п АС п
где <гсз==/7с2 , тсз = /7сз —относительные температуры; без-
относительная плотность; <?3 — коэффициент скорости диффузора.
Определяем коэффициент инжекции по [Л. 81]:
и=
^1^Рх^Р2 ^З^Сх^С2
Х^С2 -- ^2^Нх^-Н2
(5-2)
1
А
СЗ
(5-3)
где £1=0,834 — коэффициент скорости рабочего потока; £2=0,812 — ко-
эффициент скорости инжектируемого потока.
Полученные данные сводим в табл. 5-1.
Таблица 5-1
Расчетная таблица к примеру 5-1
А> -и-и вод. ст. Газодинамические функции
^Р2 ^Н2 ^С2 ^Р2 ^Н2 k3 и
12 000 0,12 1 0,4 1,883 0 1,28 0,931 0,454
10000 0,1 0,833 0,33 1,956 0,584 1,40 0,914 0,479
8000 0,08 0,666 0,267 2,032 0,863 1,533 0,893 0,533
7,000 0,07 0,583 0,233 2,078 0,99 1,576 0,883 0,633
6840 0,0684 0,57 0,228 2,084 1,012 1,600 0,881 0,611
Производим уточнение: находим а'сх для 17=0,633:
, ___1 / арх + ианх •
а сх— у i + и ’
45524-0,633.4142 ..п . л
а сх и_ о.бяз —440 м/сек.
(5-4)
Так как а'сх=асх, то уточнять максимальный коэффициент инжек-
ции не имеет смысла и принимаем £/Макс=0,633, чему соответствуют
оптимальные значения
р2=7 000 мм вод. ст. и Ащ2=0,99.
Определение предварительных значений основных геометрических
параметров f^/f^x, fpi/fpx- Определяем энтальпию сжатого потока
. —ip4-Шп—665 4-0,633.614__ккал!кг.
1с~ 14-1/-------14-0,633 04:0 ккал1кг'
по is-диаграмме находим, учитывая, что /?с = 3 ат\
ис = 0,61 м3/кг\ /с=133°С.
Из предыдущего расчета, имеем:
U=0,633; /?а = 0,7 ат,
/7р2=0,07; /7н2 = 0,583; Псй = 0,233; Яр2 = 2,078;
Л’на —• 0,99; Лс2 ——: 1,576; а-рх~— 455 м/сек\
лн1=414 м/сек\ лсх = 440 м/сек.
232
Определяем отношение выходного сечения сопла к критическому:]
П —- Рн —1,2—О 12
По газодинамическим таблицам определяем функцию qv\=0,468,
тогда отношение выходного сечения сопла к критическому будет:-
fp1__1 1 __о 14
fox “ <7pi —0,468“
По графику на рис. 5-7 при /7С2=0,233 имеем 77сз=0,673 и далее по
газодинамическим таблицам находим qcz=0,976.
Определяем отношение выходного сечения камеры смешения к кри-
тическому сечению сопла:
fo /1 I у\ аех Рр 1 .
fox Ярх рс (]сЗ *
^=(1+0,633)11.4.^=.
(5-5)
По газодинамическим таблицам при Л,р2=2,078 и q^~0,3204 нахо-
дим Хн2=0,99 и ^н2=0,9996.
Определяем отношение входного сечения камеры смешения к кри-
тическому сечению сопла:
А-=—4-£7-^-£p_JL ; (5-6
fox <7рз &рх Ръ <7ма
______!__L Л RQQ Ю - 1 —7 О
fox “0,32 ' V’DO° 1,2 ’0,9996
Неравенство fs/fpa<f2/fpx означает, что оптимальные условия, соот-
ветствующие С^макс=0,633, не могут быть реализованы.
Уточнение геометрических параметров компрессора построением ха-
рактеристики pc=f(U). Пологая часть характеристики строится по урав-
нению
ре____1 (г~1 Рр foz f гт foa !
— < л' Р2~ j *Т"
/’и У7С1 ( Ря 13 Тз
где
Ppv> fpa"f”f«a== f8== fsi
233
подсчитываются:
п ___ fpx _ fpx . __ Рр fpx &их
7Р2— f* — , 7Н2 fm арх
Ч'^ТГ^+и'>
Зная <7Р2, qaz и qc2, по газодинамическим таблицам находим /7СЗ, /7Н2,
Лра, Лн2 и Лс2. Критическая скорость сжатого потока подсчитывается по
формуле (5-4).
Таблица 5-2
Расчетная таблица к примеру 5-1
jPp = 10am; ря = 1,2 am; -I2- = 5,4; =2,14
. ГРх Грх
и Рс. ат (предвари- тельно) м/сек 9н2 ^Н2 ^Н2 ?СЗ Пез р'е. ат
0 3 455 0 0 1 0,617 0,414 0,912 3
0,1 2,95 451 0,260 0,163 0,985 0,65 0,43 0,906 2,9
0,2 2,9 448 0,510 0,340 0,940 0,75 0,53 0,860 2,85
0,3 2,8 440 0,780 0,56 0,845 0,826 0,67 0,82 2,75
0,4 12 445 ^>1
Для различных V задаемся предварительно ожидаемым значением
рс и производим расчет по предыдущим формулам: когда рс заданное
намного отличается от ро расчетного, производим уточнение. Расчетные
Рис. 5-8. Расчетные значения рс—
=f(U, fs/fvx) к заданию 5-1.
данные сводим в табл. 5-2 и пред-
ставляем на рис. 5-8.
Коэффициент инжекции опреде-
ляем при втором предельном ре-
жиме
(UOT)2=(-fi----2-)^.-^-; (5-8)
\ ipx <7рв / Рр
Wm>)s=(5,4 о 316) 414,-ПГ=0’304’
= Пю -^-=0,571^=0,0684,
по газодинамическим таблицам
<7ps — 0,316.
точке пересечения кривых pc = f([7) и
Значение (Unp)3 находим по
pc = f(Uap)3, которые строим по формуле
рс=Рп
в-ах
О>рх
Рр
Рк
^-(1+10;
/3
(5-9)
А= l,2g.J^A(i +{/)== 1,84(1+^-
Поскольку изменение асх мало, принимаем аСх=450 м}сек, и полу-
ченная зависимость становится линейной.
Из графика на рис. 5-8 pd=f(U) при fg/fpX=5,4 видно, что при рс=
=3 ат коэффициент инжекции U=0.
Поскольку с уменьшением отношения ^з/fpx давление сжатия воз-
растает, уменьшаем это отношение и строим характеристику компрес-
сора для отношения fe/fpx=5.
Результаты расчета сведены в табл. 5-3 и приведены на рис. 5-8.
234
Таблица 5-3
Расчетная таблица к примеру 5-1
=5; рп = 10 ат; рв = 1,2 ат; =2,14
/рх /Рх
и Рс, ат (предвари- тельно) асх’ м/сек ^Н2 ^Н2 ^Н2 ^сз \з и j* Рс. ат
0 4 455 0 0 1 0,5 0,324 0,945 3,2
3,5 455 0 0 1 0,572 0,38 0,926 3,33
3,2 455 0 0 1 0,625 0,42 0,91 3,19
0,1 3,1 451 0,265 0,165 0,9835 0,720 0,5 0,8745 3,15
0,2 3 448 0,53 0,346 0,938 0,658 0,435 0,939 3,08
Коэффициент инжекции при втором предельном режиме по формуле
(5-8)
[TJ \ _ / fa 1 \ аРх Рп ____(с 1 Л 455 1.2 _р пе
0,316 J 414 • 10 -u’zo-
Зависимость pc=f (£/Пр)3 на основании формулы (5-9) определится уравне-
нием
рс = 2(1-{-£/).
f
Из рис. 5-8 видно, что при рс = 3 ат для -^-—5 коэффициент ин-
/Рх
жекции имеет максимальное значение £/=0,25= (t/np)2. Дальнейшее
уменьшение значения f3/fpx нецелесообразно, так как приводит к сни-
жению предельного коэффициента инжекции ((/др) 2.
Таблица 5-4
Расчетная таблица к примеру 5-1
-Г~ = 5; р^™=8ат; рв = 1,2 ат; 4^ = 2,14
/рх р /рх
и Ре. ат (предва- рительно) сех’ М/сек ^Н2 ^И2 П %з Хсз 1*3 р . ат
0 2,9 455 0 0 1 0,55 0,36 0,9335 2,7
0 2,75 455 0 0 1 0,562 0,37 0,93 2,7
0,2 2,6 448 0,354 0,223 0,9785 0,726 0,505 0,872 2,57
0,4 2,3 443 0,850 0,636 0,793 0,855 0,80 0,707 2,5
0,4 0,5 2,45 2,4 443 452 0,850 0,636 0,793 0,896 0,696 0,771 2,52
Таким образом, окончательно принимаем -^—=5, -^-=2,14.
/Рх /рх
Построение характеристики компрессора pc — f(U) при давлениях
рабочего пара /2™" = 8 ат и /2^акс= 12 ат. Построение характеристик
производим по тем же уравнениям. Расчетные данные сводим в табл. 5-4
для /?”ин = 8 ат и в табл. 5-5 для р“акс —12 ат, а также наносим на
рис. 5-9.
Тогда Прз=0,57-^=0,0855.
Из газодинамических таблиц в [Л. 81] находим ^ps = 0,3684, следова-
тельно,
(^пр)г=(5 0,3684) 414-8 0’575.
235
Таблица 5-5
Расчетная таблица к примеру 5-1
= 5; /?ракс = 12 ат; = 1,2 ат; = 2,14
и Рс, ат (предва- рительно ) а . сх* м!сек 4н2 ^Я2 О-Л *с, Хс» Рс. ат
0 3,3 455 0 0 1 0,726 0,505 0,872 3,84
0 3,5 455 0 0 1 0,686 0,47 0,889 3,73
0 3,7 455 0 0 1 0,65 0,435 0,9039 3,68
0,1 3,65 451 0,318 0,200 0,9794 0,915 0,724 0,752 3,62
Зависимость Pa=f(Unp)s определяется выражением
/’e=1-2g-i72-4-(1+t/)=1-58(l-W
Расчетные данные сводим в табл. 5-5. Тогда
1 9
/7ps = 0,571^-= 0,057.
Из газодинамических таблиц находим qps = 0,275, следовательно,
tn \ 1 V55
\ипр>2—0,275J414* 12
Зависимость A=f(^np)3 определяется выражением
Р, =1 -2 S- Й4- <’ + ух= 2.37 (1 + U).
Расчет геометрических размеров пароструйного компрессора.
Основные данные, полученные в результате предыдущего расчета:
Рис. 5-9. Предельные значения коэффициен-
та инжекции Рр) к примеру 5-1.
236
р-=5; -К=2,14; V = 0,25.
Гр* /р*
Расход рабочего пара
Г ___ Gc 2800 __
U9— 1+£/ — l-f-0,25 ~
= 2’240 кг/ч = 0,622 кг/сек.
Расход инжектируемого пара
Ga^UGp =0,25-0,622=0,1565
кг]сек.
Критическое сечение рабочего сопла
г Gpapx______________0,622«455________л ллллдо „г.
Грх~ kpgnpxp~~~ 1,13.9,8-0,57.100000 —
Jpx= 1,13/f^= 1,13 /0,000448 = 0,0239 л*=23,9 мм.
Выходное сечение рабочего сопла
fpi = 2,14/рх=2,14-0,000448 = 0,00096 м*;
dpi = 1,13 /f^= 1,13- /0,00096 =0,035 л«=35 мм.
Сечение камеры смешения
f8 = 5/рх = 5 • 0,000448 = 0,00224 м*;
d3 = 1,13 /Г8 = 1,13 /0,00224 = 0,0535 л* = 53,5 мм.
Длина свободной струи определяется по формуле
/ Л37 + и d _0.37 + 0,25 or „„
zei— 4>4а “Р1 4,4-0,08 MM'
Диаметр свободной струи на расстоянии 62 мм от выходного сече-
ния сопла определяется по формуле
d4 = 1,55 (14- U) rfpl = 1,55 (1 + 0,25) 35=68 мм.
Длина входного участка камеры смешения, на котором диаметр ме-
няется от d4 до d$:
la= Azz?».°’0535-0,00725 м = 7,25 мм.
Расстояние от выходного сечения сопла до входного сечения цилин-
дрической камеры смешения:
/с=^с1+^с2=624-7,25=69,25 мм.
Длина цилиндрической камеры смешения определяется по формуле
— 69,25 = 360 мм.
Расчет выходного сечения диффузора. Задаемся скоростью на вы-
ходе из диффузора г^с—40 м/сек и рассчитываем выходное сечение диф-
фузора
fc = SpH+J7) .t (5-10)
/с Рс^с v '
где рс — плотность сжатого потока на выходе из диффузора, кг/м*-,
/с= -’62Ж’25) =0-013
dc= 1,13/0Д13 = 0,138 л*=138лш.
237
Вычисляем длину диффузора
/д;= (6 ч- 7) (dc — dt) = (6 ч- 7) (138 — 53,5) = 510 ч- 590,5 мм.
Принимаем /д==550 мм.
Общий вид струйного компрессора приведен на рис. 5-10.
Пример 5-2. Расчет и выбор пароэжекторной холодильной
установки холодопроизводительностью 300 000 ккал'ч
Задание. Рассчитать и выбрать типовую пароэжекторную холо-
дильную машину производительностью 300000 ккал/ч. Рабочее тело —
водяной пар давлением р=6,5 ат\ температура конденсации £к=30°С;
максимальная температура охлаждающей воды £=+28° С; температура
охлаждаемой воды после испарителя /<>= +5° С.
Рис 5-10. Общий вид пароструйного компрессора
Расчетная часть. 1) Определить расход рабочего пара и размеры
испарителя; 2) рассчитать максимальный коэффициент инжекции по
методике Е. Я- Соколова [Л. 66]. Построить график зависимости рс =
определить размеры эжектора; 3) выполнить поверочный рас-
чет конденсатора; 4) рассмотреть схему автоматики и теплового кон-
троля установки.
Графическая часть. 1) Выполнить конструктивные чертежи эжек-
тора и конденсатора; 2) выполнить компоновочный чертеж установки и
схему автоматики и теплового контроля.
Литература: [Л. 48, 81, 82, 102].
Решение. Характеристика пароводяной эжекторной холодильной
машины 5Э1 (завод «Компрессор»), Для заданных условий выбираем
пароэжекторную холодильную машину 5Э1 завода «Компрессор».
Эта машина (рис. 5-11) имеет холодопроизводительность
300 000 ккал/ч при давлении рабочего пара беги температуре охлаж-
дающей воды 4° С. Холодопроизводительность регулируется количеством
включенных главных эжекторов и может быть равной трети, двум тре-
тям и полной холодопроизводительности. Машина 5Э1 состоит из гори-
зонтального трехсекционного испарителя, поверхностного главного кон-
денсатора, трех главных эжекторов, воздушных эжекторов I и II сту-
пени, блока вспомогательных конденсаторов и конденсатного эжектора.
Машина рассчитана на работу при температуре охлаждающей коды
25—26° С, и, когда температура поднимается до 30° С, в главных эжек-
торах включаются дополнительные сопла, что позволяет увеличить пре-
дельное противодавление.
Расход охлаждающей воды 180—200 м3/ч при температуре 22—
23° С и до 300 мР/ч при температуре до 30° С.
Машина предназначена для работы в установках кондиционирова-
ния воздуха и для охлаждения технологической воды.
Тепловой расчет испарителя. Принимаем (с последующей провер-
кой) потери холода в окружающую среду и в насосе рабочей воды 1,5%
от номинальной производительности машины.
238
Холодопроизводительность по испарителю
Qoh=300 000+0,015 • 300 000= 304 500 ккал/ч.
Принимаем температуру конденсата, поступающего для компенса-
ции испарившейся холодной воды
i/K=40°C.
Количество пара, который необходимо отсасывать из испарителя,
6\ -- . Q'"' = ^48°2.-=576 кг/ч.
Поскольку г’ц=«io=6o, удельный объем пара, соответствующий приня-
той степени сухости х=0,95:
и—150 мъ]кг.
Тогда объем отсасываемого пара
У= 150-576 = 86 400 м3/ч.
Ф50
В сборник
конденсата
В сборник
ф15° к нпеппи конденсата
' ч Jfc- А НиСииу
— Вода из бака теплой
пабочей-Воды
Рис. 5-11. Схема пароводяной эжекторной холодильной машины завода «Ком-
прессор».
1 — испаритель; 2— главный конденсатор; 3 — конденсатор вспомогательных эжекторов; 4 —
главные эжекторы; 5, 6 — вспомогательные эжекторы.
Рис. 5-12. Трехсекционный горизонтальный испаритель.
1 — испаритель; 2, 3 — стояки; 4 — колено; 5 — сливная разбрызгивающая труба; 6 — водоуказатель*
ная колонка; 7 — сепаратор; 8— перегородка; 9— герметичная перегородка; 10— патрубок; 11 —
переливной патрубок; 12, 13 — коллекторы.
239
Объем пара, приходящийся на один эжектор:
86 400 00 s/
—5— = 28 800 ма ч.
О '
Размеры испарителя определяем, исходя из допускаемой скорости
в паровом пространстве, при которой нет уноса капель:
w=64-10 м/сек.
Диаметр испарителя принят .0=1000; длина одной секции L=
= 1 070 мм.
Скорость пара в различных сечениях испарителя (рис. 5-12) состав-
ляет:
в сечении I (по оси испарителя)
28 800 _ . q ,
12,1 = 3 600.1,0-1,07 = 7>^ м/сек\
в сечении II (в котором располагается труба разбрызгивателя)
28800 ,
— $600 (1,07 ~0,155).0,915 ** 9,6 м/сек,
т. е. скорость пара находится в допускаемых пределах.
Диаметр всасывающего штуцера испарителя определяем, исходя из
скорости 80 м[сек\
,____ / 4-28800 ___п о се
, й V 3 600-3,24-80 Ol.dOOJf.
Принимаем d=0,350 м, тогда действительная скорость w=83 м/сек.
Расчет эжектора. Пароструйные эжекторы работают со скоростью
расширения рабочей среды
— *> 50 и степенью сжатия эжектируемой среды
Р&
Ре
Ря
Основной особенностью этих аппаратов является их работа в нор-
мальных условиях на предельном режиме.
Режим работы этих аппаратов на допредельном режиме является
ненормальным; это так называемый перегрузочный режим, нарушаю-
щий нормальную работу установки.
На рис. 5-13 показано, что эти аппараты имеют несколько сопл;
при максимальной нагрузке работают все сопла, а при минимальной
нагрузке часть сопл может выключаться.
Все сопла должны иметь одинаковую характеристику, поэтому прак-
тически расчет ведется как бы для одного сопла.
Предварительный расчет коэффициента инжекции. Максимальный
коэффициент инжекции пароструйного эжектора обычно ограничен пре-
Рис. 5-13. Схема работы многосоплового
эжектора.
Участки камеры сжатия: 1 — конфузорный; 2 —•
цилиндрический; 3 — рабочие сопла; 4 — диф-
фузор.
дельным режимом, который опре-
деляется достижением критиче-
ской скорости.
При работе эжектора на пре-
дельном режиме повышение дав-
ления в конической части каме-
ры смешения невелико и тече-
ние потока на этом участке ка-
меры смешения (конфузоре) мо-
жет в первом приближении быть
принято изобарическим.
Поскольку входное сечение
конфузора в эжекторе значитель-
но превышает входное сечение ка-
240
меры смешения пароструйного компрессора при одинаковых разме-
рах цилиндрических частей камер у обоих апаратов скорость
эжектируемого потока во входном сечении конфузора оказывается
значительно меньшей, чем во входном сечении пароструйного
компрессора. Поэтому падением давления во входном сечении кон-
фузора эжектора с конической камерой смешения можно в первом при-
ближении пренебречь и считать, что 0, чему соответствует Лн2=1.
Для приближения величины максимального коэффициента инжек-
ции, получаемого по расчетной формуле 2-176 (Л. 81], к действительным
значениям принимаем Лз=1, и формула принимает вид:
1—При *₽
1—Пс.н *0
(5-11)
По этой формуле определяется максимальный коэффициент инжек-
ции или максимальное давление сжатия, которые могут быть получены
в наиболее благоприятных условиях (когда» в проточной части аппара-
та отсутствуют скачки уплотнения и течение в конфузорной части аппа-
рата изобарическое). Эти условия не всегда могут быть созданы, в свя-
зи с чем максимальный коэффициент инжекции или максимальное дав-
ление сжатия, найденные по уравнениям, приведенным в [Л. 81], не
всегда могут быть реализованы.
Определяем максимальный коэффициент инжекции, исходя из сле-
дующих данных: рр=6,5 ат; р^=0,0083 ат; /р=160°С; fB=4°C; гр=
= 0,3024 м3/кг; ин=157 м3/кг; гр=660 ккал!кг; »н=599 ккал!кг; kv—1,13;
fcH=l,13.
Критические скорости рабочего и инжектируемого потоков равны:
арх= 3,23 V рргр. 104 = 3,23 /6,5-0,3024.104 = 455>/mq
аях = 3,23 /дон • 104=3,23 /0,0083 • 157 • 104 =[369 м/сек.
Так как критическая скорость сжатого потока не может быть вы-
числена заранее, поскольку не известен коэффициент инжекции, предва-
рительно принимаем ее равной среднеарифметической от а^ и
„ ___ й-рх 4*
асх— ----л----
455 4- 369
= 412 м/сек;
__ рв 0,0083
₽-я рР 6,5
0,00128; Пс.„=^-=^-=0,13.
Коэффициент инжекции
Г <Пз
V = 0,834^ 1/ кН!~^_1=0,834.1,11/^-1=0,62.
F 1—(0.16)1’13
Уточняем значение асх при этом значении U. Энтальпия сжатого пара
__ ip4-WH _ 660 4-0,62.599
14-С/ 14-0,62
= 635 ккал/кг.
По таблицам ос = 26,2 м*/кг.
Критическая скорость сжатого пара
16—1243
аСх = 3,23 /0,064-26,2.104 = 424 м/сек.
241
412 4- 424
Уточненное значение U при величине асл—------«---= 418:
(/=0,834 1=0,60.
Поскольку уточненное значение V близко к первоначальному, вто-
ричного расчета величины асх не проводим.
Определяем основной геометрический параметр эжектора fs/fpx по
формуле
ft __/1 I rz\ flex Рр 1 _
fpx ^px Pc Qct
Так как в наших условиях Псг = Псж, то qcs — 1 и
Js-=(l-l-y)-fe——=(14-0,62) =157.
fpx ' 1 1 аРх ре 4 1 ’ 455 0,064
Отношение выходного сечения сопла к критическому
fpi___J______1 ___7 к
fpx “ <7р.в ~ 0,01335 “/о-
Здесь др.н взято соответственно значению газодинамической функции
Ир.Н-
Расчет характеристики при работе эжектора на допредельном ре-
жиме. При работе эжектора на допредельном режиме наблюдается рост
давления как в конической, так и в цилиндрической частях камеры
смешения. Поэтому в уравнении появляется дополнительный член, ко-
торый учитывает реакцию стенки конической части камеры смешения.
После преобразования получаем уравнение характеристики паро-
струйного эжектора с камерой смешения, состоящей из конической и
цилиндрической частей:
Рс __ 1 J -jt Рр fpa 1 । тт fn2
ТГ-Пс. I , а Г"1-
I 1 + ~2~ Ф2
-а.—L—rWw+w/^.iB,_(iI,
Т2 It РТЗ. . । ** = |_ «Рх “рх J
3 Ф2
где а=р'з/рз — отношение давлений в начале и в конце камеры смеше-
ния, по опытным данным рекомендуется принимать равным 0,5—0,75;
<Рй — коэффициент скорости диффузора, рекомендуется принимать рав-
ным 0,9.
Угол конусности конфузора принимается равным обычно 5—7°. При
этом отношение входного сечения конфузора к сечению цилиндрической
части камеры смешения /2//з принимается равным 2—2,8.
Определим сначала вспомогательные величины, входящие в урав-
нение характеристики эжектора:
-^-= -^-= -13- = 0.477; -г2 3-=-Ф--г1- = 2,8 — 0,477 = 2,323;
It It It It /2
-1^-=-r- = 2»323 • 1 *57 = 365;
fpx ft fpx
Ф1 = 2-~?—l/ф—1=2-2,8 —/О’ — 1=2,93;
It • It
= 2 = 2,8+ /О’ —2 = 2,48;
^Р2 = ^р.н== 0,01335; Пр2 = Пр.я=0,00128; Я>2 = Лря = 2,96; ^=1,71.
242
После подстановки этих величин в уравнение характеристики эжек-
тора последнее принимает вид
-^-=^7 Р-00128 -ода-0-477—-4-----
V 1 4*' з *^»48
+П„.2,323 !.Г 3 ~2,93 + МЗ-°.57 784 1
1+—у-%48 °’9 157 1-Ь-^-2,48
369
455
^ск о
455" Асз
или
Рс 1
Дех
455
Ря Псз | °’336 + 0,97Пн2+2,54 2,464-0,66£71в2 — (1
Определяем степень сжатия при £7 = 0. При этом ЛВ2 == 0; ПЯ2 = 1;
&СХ---dpx.
Задаемся предварительно значением рс = 0,06 ат, тогда
qa = ф- (1 + U) = -тЛЛ'! = 0,691,
ft kv. Лрх Псх Ре fs 1 ' 0,064-1,57 ’
чему соответствуют Псз = 0,8838; Ясз = 0,48.
Тогда
= 0 8832 <°>336 + °’97 + I2.46 - °-48)} = 7>2:
ичх V 9 OvOZf J
рс = 7,2 ря = 0,0598 am.
Определяем степень сжатия при £7=0,2 и i£7=O,5. Расчетные дан-
ные сводим в табл. 5-6, а ниже приводим только окончательные вычис-
ления:
а) для £7=0,2:
----------0,336-J-О,97-0,9743 4-2,54 ^2,464-0,66-0,2-0,22 —
-(1-0,2)-^--0,56]} =7,45;
рс = 7,45 -0,0083 = 0,062 ат;
б) для £7 = 0,5:
A=_J__ {о,336 4- 0,97 - 0,791 4- 2,54 £ 2,46 4-0,66-1,5- 0,66 —
-1-2Т5Г-°-;52]}=7-55:
рс = 7,55-0,0083 = 0,063 ат.
На рис. 5-14 дана характеристика pc = f(£7).
ръ 0,8456
Расчет предельного коэффициента
инжекции. Для определения величины
коэффициента инжекции примем условно
схему процесса, не учитывающую взаим-
ного перемешивания потоков на началь-
ном участке камеры смешения и допу-
скающую на этом участке существование
в рабочей струе при больших сверхзвуко-
вых скоростях статического давления, от-
личного от давления в инжектируемой
среде.
16*
Таблица 5-6
Расчетная таблица к примеру 5-2
и <Я2 ^Я2 *Н2 Ро. ат £в. - ккал/кг %- м*/кг СХ’ м/сек Пеъ \з Ре ъ Ре
0,2 0,346 0,9743 0,22 0,064 650 30 443 0,78 0,845 0,56 7,45 0,062
0,5 0,870 0,7910 0,66 0,064 640 28,5 435 0,74 0,860 0,52 7,55 0,063
При давлении инжектируемой среды рн, меньшем, чем давление ppi,
в выходном сечении рабочего сопла струя рабочего пара продолжает
расширяться за пределами сопла до давления рн, увеличивая свое се-
чение от /Р1 до /р,н. Условно принимаем, что сечение рдбочего потока,
определяемое по уравнению
не изменяется вплоть до сечения fs конфузорной части камеры смеше-
ния, в которой эжектируемый поток достигает критической скорости.
Величина предельного коэффициента инжекции при этом может
- быть определена по уравнению
1 \ ^Я Пях
<7р« J kf прх
Лрх
Лях
Рп
I 11111^ •
(5-12)
Значение f6, необходимое для получения максимального коэффициента
инжекции, может быть определено из уравнения (5-12), если принять в по-
следнем, что 7ns = 7ра и ~”*--= 1 (поскольку скорость инжектируемо-
го потока равна критической). Тогда уравнение для определения f6 примет
вид:
fe 1 | Лях Дрх jPp jrj.
fpt <?Р.И Лрх ПНх /7Н *
f. 1 । 369
fp. 0,01335 "* 455
6,5
0,0083
• 0,62 = 473;
f. _ 473
fs “ 157
= 3,01.
Полученное отношение /s/f3 значительно больше тех значений ДУ/з, ко-
торые могут быть практически реализованы. Поэтому величина £7=0,62
не может быть достигнута по условиям предельного режима.
Если принять отношение fVfs=l»5, что может быть достигнуто прак-
тически, то
-Д- = 1,5-157 = 236 и при рл = 0,0083
/Рх
l/np= --------L) Р’ fe. °”-=(236 — 75)-^-- = 0,242,
fpx Qn J Pt kp 369 6,5
г. e. значительно меньше, чем подсчитанный максимальный коэффици-
ент инжекции.
Расчет геометрических размеров эжектора. Количество пара, ин-
жектируемое одним эжектором,
• Gb=S-=-S5-=192 кг/ч.
О О ’
244
Расход рабочего пара
°р=>-=б^-=800
Поверхность цилиндрического участка’камеры смешения
fp3 = f»x-157=1,71-157 = 268 см*.
Диаметр цилиндрического участка камеры смешения
D3— з 141 — 18,5 см.
Принимаем длину цилиндрической части камеры смешения /ц=
—210 мм и длину конфузора /к=900 мм.
Рис. 5-15. Главный эжектор с двухполостной паровой коробкой.
/ — паровая коробка; 2 — вентиль; 3—сопло, 4 — камера всасывания; 5 —диффузор.
310 I—------ф 310
f
Исходя из соотношения ~ = 2,8, определяем сечение входной части
/»
конфузора
f2=f3.2,8 = 268-2,8 = 750 см*.
Диаметр входной части конфузора
п ,/750-4 О1П
Da=y -3 14- = 310 мм.
Определяем площадь сечения выходной части диффузора, приняв
скорость w=83 м/сек и зная, что рс=0,027;
f Gp(l-f-l/) 992.1,24
0,027-83
= 760 |сл/2.
245
Диаметр выходной части диффузора
~ 1/"760*4 от
£>с = ]/ -q-j-j-= 310 ММ.
Длину диффузора определяем по формуле
/„=7(dc — d6) = 7(310 — 185) = 890 мм..
Общая длина эжектора составит:
Ь = 1ил 4- /к+/ц+/я = 365 + 900210 4-890 = 2 356 см.
На рис. 5-15 показан главный эжектор; расчет сопл при переменном;
давлении рабочего пара приведен в табл. 5-7.
Расчет основных характеристик машины. Холодильный коэффициент
машины определим по формуле
____Qo___G / — * 1 \ т 7 i' о — Ч
П Q Ga 1р—J Ip—1в
где г"о — энтальпия холодного пара при выходе из испарителя; — эн-
тальпия жидкости при выходе из конденсатора; гр— энтальпия рабоче-
го пара.
•=0,242 =°.22.
Коэффициент полезного действия пароэжекторной холодильной
установки, представляющий собой отношение эксергии выработанного
холода к затраченной эксергии рабочего пара, определим по формуле
где Дер = ер — ек — разность удельных эксергий рабочего пара перед гла в>
ным эжектором и конденсата после главного конденсатора установки;
:- ip io.С ТО.С С^р ^О.с)» -- il io.C То с ($1 ^о.с)>
откуда
Дбр — ip ii ТофС (sp Si),
где Т0.с — температура окружающей среды, принята 293° К; sP, Si— эн-
тропии рабочего пара и конденсата; (wg)H — коэффициент работоспо-
собности тепла, отведенного из испарителя:
(«,,).= l-Ab,
где Т — температура пара из испарителя.
л пип 599 — 33 277 — 293 л сп,
7] = — 0,242----J83-----277---= 0,06, или 7) = 6 %.
Расчет главного конденсатора. Количество пара, поступающего из
главных эжекторов,
GK=3(GP4-Gn) = 3(8004-192)^3000 кг/«.
Энтальпия пара in=635 ккал!кг\ предельное максимальное давле-
ние в конденсаторе исходя из расчетной максимальной степени сжатия
в главных эжекторах рк=0,064 ат, максимальная температура охлаж-
дающей воды на входе в конденсатор ?2=28° С.
246
Расчет СопЛ эжектора к примеру 5*2
Таблица 5-?
Определяемая величина Обозначе- ние Размерность Источник Численные значения
Давление рабочего пара перед эжектором .... Р ат Задано 6 7 8
Степень сухости рабочего пара X — 0,95 0,95 0,95
Удельный объем V м3/кг Из is-диаграммы 0,306 0,263 0,233
Энтальпия рабочего пара i ккал/кг То же 633 635 636
Температура испарения ^0 °C Задано 4-4 4-4 -и
Давление в испарителе Ро мм pm. ст. ат Из таблицы насыщенного пара 6,1 0,0083 6,1 0,0083 6,1 0,0083
Энтальпия пара в конце адиабатического расши- рения до р0 1*2 ккал/кг Из «s-диаграммы 433 431 428
Степень сухости пара в конце адиабатического расширения до р0 х2 — То же 0,72 0,717 0,71
Полный адиабатический перепад Яо ккал/кг II II 200 204 208
Скорость^ истечения при адиабатическом расши- рении Со м/сек По формуле 1295 1 310 1 325
Коэффициент скорости ? — Принимаем 0,9 0,9 0,9
Действительная скорость С м/сек с =0,9со 1 165 1 180 1 195
Потери в сопле Яс ккал/кг По формуле 38 38,8 39,7
Энтальпия пара на выходе из сопла G ккал/кг Из is-диаграммы 471 468,8 467,7
Степень сухости пара ] х, — То же 0,781 0,783 0,78
ьэ Удельный объем пара О. м3/кг 9 Я 124 123,5 123
248
Определяемая величина Обоэначе* вне Размерность
Расход рабочего пара:
общий G кг/ч
внутренний венец GaH кг/ч
наружный венец G«ap кг/ч
Количество сопл: внутренний венец л®н шт.
наружный венец пнар шт.
Площадь сечения сопла: внутренний венец свн 1 с М2
наружный венец ^нар м2
Расчетный диаметр горловины сопла: внутренний венец с м
наружный венец ^нар м
Принятый диаметр горловины сопла: внутренний венец - . rfBH uc м
наружный венец ^нар м
Площадь сечения сопла на выходе: внутренний венец. . . fBH 1 в м
наружный венец . ........ fHap м
Расчетный выходной диаметр: внутренний венец с мм
наружный венец J«ap мм
Принятый выходной диаметр: внутренний венец ив мм
наружный венец, . , , . , t/»ap мм 1 / _
Продолжение табл. 5-7
Источник Численные значения
800 800 800
500 500 500 ,
300 300 300
Из конструктивных соображений То же 5 4 5 4 5 4
По формуле 31,5»10"» 27,1.10-е 23,9.10-е
То же 24,4-10-е 24,4.10-е 18,6.10-е
• 6,3.10-» 5,9.10-» 5,5-10-’
5,55.10-» 5,2.10-» 4,85-10-»
Принято 6,3-10-» 5,9-10-» 5,5-10-’
5,5.10-» 5,2-10-» 4,85-10-»
По формуле 2,96.10-» 2,9-10-» 2,86-10-»
То же 2,22.10-» 2,22.10-» 2,14.10-»
* 61,4 60,7 60,4
53 52,5 52,1
Принято 60 60 60
53 53 53
Приняв скорость охлаждающей воды в трубах 2,3 м]сек, удельную
паровую нагрузку #п=25 кг/м2-ч и наружный диаметр трубок 19 мм,
по графику на рис. 5-16 определяем значение коэффициента теплопере-
дачи &о=3 470 ккал/м2 • ч • град.
Действительное значение коэффициента теплопередачи
^='p3pgpt^0=0,85 • 0,8 • 1,07 • 3 470 = 2 480 ккал!м2 • ч • град.
В этой формуле р8 =з 0,85 — коэффициент загрязнения; р9 = f (<?к) —
коэффициент удельной паровой нагрузки; pt = <?(ZWj) — коэффициент макси-
мальной температуры охлаждающей воды.
Р/ и pt определяются по рис. 5-16.
Задавшись кратностью охлаждения т=100 кг/кг и температурой
конденсата на выходе из конденсатора Г'^=35°С, определяем расход
охлаждающей воды
GB = mGK = 100 • 3 000 = 300 000
кг/ч
и]:подогрев воды в главном кок
денсаторе
Д& = f' — t' 2 = /д~Гк
тп
635 — 35 ___~о р
100 “° С-
Температура охлаждающей во-
ды на выходе из конденсатора
Г'8 =V 3’+ Д& = 28 + 6 = 34° С.
Предельно допустимому дав-
лению рк=0,064 ат соответствует
температура насыщения конден-
сата fH=37°C, тогда температур-
ный напор
О 10 20 30 °C
Рис. 5-16. Зависимость коэффициента тепло-
передачи k0 и коэффициентов и Рг от
паровой нагрузки конденсатора, скорости
охлаждающей воды и ее температуры при
входе в конденсатор по опытным данным.
/ — коэффициент теплопередачи для латунных
трубок с наружным диаметром 16 мм; 2 — то же
для трубок с наружным диаметром 19 мм.
Д/ — _______34 28_к д|-о р
ts — t'2 ~ 37 — 28 —0,40 С-
2.31g-2,318-37^
Необходимая поверхность конденсатора
Gvliy-tJ _ 3 000 (635 — 37) _117
2 840-5,45 11Z *
ш
Принимая в расчет охлаждение паровоздушной смеси от вспомога-
тельных эжекторов, увеличиваем поверхность на 5%, т. е. принимаем
FK=122 м2.
Определяем конструктивные размеры конденсатора.
Число конденсаторных трубок
и___________________________300________—
2 825d2w "" 2 825.0,0172.2,3 — °™ ШТ.
вн
где z — число ходов; €/вн=17 мм — внутренний диаметр трубок; w—
скорость воды в трубках, м]сек\ GB — расход воды, м3/ч.
249
Рис. 5-17. Главный конденсатор.
/ — корпус; 2 — трубные доски; 3 — трубки; 4, .5 — задняя н передняя крышка; 6 — перегородка, 7 — патрубок; 8 — пароприемник; 9 — диафрагма; 10 — патрубок для отер-
са воздуха; П патрубок для отвода конденсата.
Принимаем длину конденсатора 3 200 мм и активную длину трубок
1=3 150 мм и подсчитываем поверхность конденсатора при принятых
конструктивных размерах:
FK=^H//z = 3,14-0,019-3 150-640= 120 м\
что соответствует принятой ранее поверхности нагрева.
На рис. 5-17 показан главный конденсатор пароэжекторной холо-
дильной машины завода «Компрессор», а на рис. 5-18 приведена ком-
поновка спроектированной пароэжекторной холодильной машины по ти-
пу БЭ1 завода «Компрессор».
Конструкция машины характеризуется наличием поверхностных кон-
денсаторов и горизонтальным расположением основных аппаратов и
главных эжекторов.
Рис. 5-18. Компоновка пароэжекторной холодильной установки 5Э завода «Компрес-
сор» холодопроизводительностью 300000 ккал[ч.
/ — главный конденсатор; 2— главные эжекторы (3 шт.); 3 — испаритель; 4 —эжекторы I и II сту-
пени; 5 —подача пара; 6— трубопроводы охлаждающей воды; 7 — водоуказательная колонка.
Эжекторы установлены перпендикулярно осям основных аппаратов.
Недостатком такой компоновки является то, что вследствие большой
длины эжекторов между аппаратами остается значительный объем, ко-
торый не используется. Другим недостатком является то, что в машине
имеются два фронта обслуживания: один — вдоль испарителя, другой —
вдоль главного конденсатора.
Испаритель трехсекционный, одноступенчатый, опирается на трубы,
являющиеся водяными затворами на входе и на выходе рабочей воды.
Над каждой секцией испарителя установлен главный эжектор. Пар из
трех главных эжекторов поступает в общий поверхностный конденса-
тор, установленный на легких опорах.
На этих же опорах укреплены вспомогательные конденсаторы с воз-
душными эжекторами и конденсатный эжектор, при помощи которого
251
производится отсос конденсата из четырехходового главного конденса-
тора.
На рис. 5-19 приводится более компактная пароэжекторная холо-
дильная машина 7Э завода «Компрессор» производительностью
360 000 ккал!ч.
Автоматическая защита, контроль и сигнализация. В процессе эксплуатации маши-
ны необходим контроль за следующими параметрами: а) давлением рабочего пара
перед машиной и в паровых коробках главных эжекторов; б) вакуумом в главном кон-
денсаторе и испарителе; в) температурой рабочей воды перед испарителем и на выходе
из него; г) температурой охлаждающей воды перед конденсаторами; д) количеством
рабочей и охлаждающей воды, циркулирующей через аппарат.
На рис. 5-20 приведена схема автоматического контроля и регулирования паро-
эжекторной установки.
Автоматический контроль осуществляется с помощью приборов, непрерывно реги-
стрирующих основные контролируемые параметры.
Давление рабочего пара измеряется обычными техническими мановакуумметрами.
Эти приборы должны выбираться с наименьшей ценой деления, особенно для машин,
работающих на паре низкого давления. Необходимость вакуумной шкалы обусловлена
тем, что в период запуска машины при работе только вспомогательных эжекторов
в паровых коллекторах создается разрежение, в результате чего манометры выходят
из строя.
При автоматизации контроля запись давления рабочего пара следует производить
только по показаниям самопишущего манометра, установленного на главном паропро-
воде после редукционного клапана.
Наблюдение в эксплуатации за вакуумом в главном конденсаторе и испарителе
производится при помощи технических пружинных вакуумметров, которые позволяют
приближенно судить о правильности работы аппаратов.
Для более точных измерений при первоначальной наладке машин следует уста-
навливать ртутные вакуумметры.
Для измерения температуры рабочей и охлаждающей воды могут служить техни-
ческие манометры с ценой деления 1°С, а для более точных измерений, связанных
с определением холодопроизводительности машин, — химические ртутные термометры
с ценой деления 0,1° С.
В качестве дистанционных и записывающих приборов могут быть использованы
электрические самопишущие уравновешенные мосты типа ЭМП и ЭМД с медными
термометрами сопротивления.
Для измерения и записи расхода рабочей и охлаждающей воды пользуются само-
пишущими поплавковыми дифманометрами с мерными дроссельными приборами
типа ДП.
Автоматическая защита в эжекторных холодильных машинах предохраняет от
чрезмерного повышения давления, а в машинах с поверхностными конденсаторами —
также от чрезмерного повышения давления конденсации.
В первом случае применяют обычные пружинные предохранительные клапаны,
во втором — отсечные клапаны.
В машинах с поверхностными конденсаторами, в которых осуществляется схема
регулирования производительности при помощи электромагнитных запорных вентилей,,
отсечный автоматический клапан непосредственного действия может быть заменен за-
щитой, состоящей из датчика — электромагнитного вакуумметра типа ЭКМ-1 или реле
давления типа РД. Эти приборы блокируются в электрической цепи с электромагнит-
ными вентилями и срабатывают, воздействуя на закрытие вентилей при достижении
в главном конденсаторе остаточного давления 250—300 мм рт. ст.
Автоматическая защита в машине осуществляется по следующей схеме.
Электромагнитный вентиль 3 получает импульс от двух датчиков: дистанционного
термореле 1 и электромагнитного вакуумметра типа ЭКМ-1. Чувствительный патрон 2
термореле введен в трубопровод рабочей воды при выходе ее из испарителя. При пони-
жении температуры испарения (рабочей воды) до 1°С, т. е. при снижении тепловой
нагрузки у потребителей холода, термореле размыкает контакт, электромагнитный кла-
пан закрывается и поступление рабочего пара к главным эжекторам прекращается.
При этом на щите гаснут две зеленые лампы 5 и 6, которые горят при нормальной
работе машины, и загорается красная лампа 4\ это означает, что электромагнитный
вентиль закрыт.
Вспомогательные эжекторы продолжают работать, так как электромагнитный
вентиль установлен на ответвлении рабочего пара к главным эжекторам. Благодаря
этому в аппаратах машины сохраняется вакуум, позволяющий произвести включение-
главных эжекторов без предварительного отсоса воздуха из системы.
При увеличении тепловой нагрузки у потребителей повышается температура ра-
бочей воды, термореле включает контакт, электромагнитный вентиль открывается и
главные эжекторы автоматически включаются в работу.
Вспомогательные эжекторы продолжают работать, так как электромагнитный
воду в испарителе от замерзания при резком снижении тепловой нагрузки у потреби-
теля холода.
252
№
СЛ
W
Рис. 5-19. Пароводяная эжекторная холодильная машина 7Э завода «Компрессор» производительностью 360 000 ккал]ч.
/—горизонтальный двухсекционный испаритель; 2 — поверхностный конденсатор; 3 — главный эжектор; 4 — сухопарник; 5 — эжектор первой ступени; 6 —эжектор вто-
рой ступени; 7 — блок вспомогательных конденсаторов; 8 —щит контрольных приборов; 9 — щит автоматических приборов; 10 — предохранительный клапан; // — элек-
тромагнитный вентиль; 12—13 — вентили; 14 — мембранный регулирующий вентиль; /5 — поплавковый клапан; 16 — невозвратно-запорный клапан; /7 — поплавковый регу-
лятор.
254
Рис. 5-20. Схема автоматизации пароэжекторной холодильной установки.
/ — термореле; 2 — чувствительный патрон термореле; 3 — электромагнитный вентиль; 4 — красная лампочка; 5 и 6 — зеленые лампочки; 7 — электроконтактный вакуум-
метр; 8 — электрический звонок; МБ — мановакуумметр; В — вакуумметр; Т — терморегулятор; М — манометр; Э КМ-1 — электроконтактный вакуумметр.
Электромагнитный вакуумметр ЭКМ-1, соединенный трубкой с паровой полостью
главного конденсатора при повышении в нем давления до 200—300 мм рт. ст., замы-
кает контакт электрического звонка 8, воздействуя на электромагнитный вентиль
через соответствующие контакты -и катушки <в электрической цепи, закрывает его. При
этом загорается красная лампа 4 и гаонет зеленая лампа 6.
Кроме поплавкового регулятора, обеспечивающего нормальное питание конденса-
том и поддержание постоянного уровня воды в испарителе, и приборов контроля (ма-
новакуумметров и термометров), в данной схеме на обратном трубопроводе рабочей
воды перед испарителем установлен рычажный регулирующий клапан (регулятор дав-
ления до («себя»). При помощи этого клапана в замкнутой системе рабочей воды по-
стоянно поддерживается давление выше атмосферного, т е. исключается образование
вакуума в системе рабочей воды у потребителя.
Пример 5-3. Расчет компрессионной и абсорбционной холодильных
установок холодопроизводительностью 300 000 ккал{ч
Задание. Рассчитать и выбрать типовые компрессионную и аб-
сорбционную холодильные установки холодопроизводительностью Qo=
= 300000 ккал(ч (Qo=348 000 вт) для получения холода при темпера-
туре t0=—15° С. Греющий теплоноситель — водяной насыщенный пар
с температурой /н=120°С; температура охлаждающей воды /в =4-20° С.
Определить холодопроизводительность установок при to=—10,
—15, —20, —30° С.
Сравнить спроектированные установки при одинаковых условиях
работы.
А. Компрессионная холодильная установка. Расчет-
ная часть. 1) Рассчитать теоретический рабочий цикл паровой холо-
дильной компрессионной машины по i—1gр-диаграмме; 2) рассчитать
действительный цикл паровой холодильной компрессионной машины.
Рассчитать и выбрать компрессор; 3) определить потребляемую мощ-
ность и выбрать электродвигатель для компрессора; 4) определить хо-
лодопроизводительность при различных режимах работы; 5) произвести
тепловой, гидравлический и конструктивный расчет и выбрать типовой
конденсатор; 6) подобрать: испаритель, маслоотделитель, ресивер, пе-
реохладитель, воздухоотделитель, фильтр, трубы, трубные соединения,
арматуру; 7) выбрать регулирование установки.
Графическая часть. 1) Выполнить схему холодильной компрессион-
ной установки; 2) выполнить чертеж компрессора; 3) выполнить чер-
теж конденсатора.
Б. А б со р б ц и о н н а я холодильная установка. Расчет-
ная часть. 1) Рассчитать тепловую схему по /^-диаграмме; 2) выпол-
нить тепловой конструктивный расчет и выбрать кипятильник, абсорбер-
испаритель и конденсатор; 3) подобрать насос и другие элементы схе-
мы; 4) произвести технико-экономический расчет.
Графическая часть. 1) Выполнить принципиальную схему установ-
ки и компоновочный чертеж; 2) выполнить чертеж кипятильника; 3) вы-
полнить чертеж конденсатора.
Литература: (Л. 18, 41, 42, 71, 82, 88, 99, 104].
Решение.
А. Расчет компрессионной холодильной уставов-
к и. Расчет теоретического рабочего цикла. Произведем построение цик-
ла по заданным рабочим параметрам. Для этого необходимо знать тем-
пературы /о, ?к, Лт- Эти температуры устанавливаем в зависимости от
температуры охлаждаемой камеры и температуры внешней среды
(охлаждающей воды), т. е. на основе заданных параметров. Температу-
ра кипения холодильного агента в испарителе t&=—15° С; температуру
конденсации tK принимаем на 10° С выше температуры воды, поступаю-
щей в конденсатор, т. е. /к=30°С; температуру переохлаждения /п при-
нимаем на 5° С выше температуры поступающей воды, т. е. /П=25°С.
255
Выбрав эти температуры, строим теоретический цикл, затем рас-
считываем его, т. е. определяем теоретическую холодопроизводитель-
ность 1 кг холодильного агента, затрату работы в конденсаторе и т. д.
В связи с тем, что по условию задания холодильная компрессорная
установка будет работать в диацазоне охлаждения от —10 до —30° С,
наиболее рациональным хладоагентом является аммиак, температура
кипения ts которого при 760 мм рт. ст. равна —33,4° С.
Удельная теплота парообразования у аммиака значительно выше,
чем у фреона. Кроме того, при большей холодопроизводительности он
Рис. 5-21. Построение процесса в компрессион-
ной холодильной установке на 11g р-диа-
грамме.
требует значительно меньшего
расхода электроэнергии. По-
этому выбираем аммиачную
компрессионную установку.
Расчет ведем по i—lgp-ди-
аграмме (рис. 5-21). Построе-
ние осуществляется следую-
щим образом: йо заданной
температуре tQ=—15° С опреде-
ляем ро=О,24 Мн/м2; по этим
параметрам находим точку 1.
Из точки 1 проводим адиабату
в область перегретого пара до
пересечения с рк и определяем
параметры точки 2 (линия 1—
2 — адиабатическое сжатие в
компрессоре). Далее проводим
линии 2—2' (охлаждение пе-
регретого пара до /к), 2'—3' (конденсация пара); 3'—3 (переохлажде-
ние конденсата).
Точка 3 характеризует состояние хладоагента перед регулирующим
вентилем. Она определяется пересечением изобары рк с изотермой /п-
В заключение проводим линию 3—4 (процесс дросселирования при 1=
—const).
Произведем расчет построенного цикла. Из диаграммы (рис. 5-21)
определяем энтальпию сухого насыщенного пара, всасываемого ком-
прессором /1 = 1 660 кдж[кг; энтальпию в конце сжатия «г= 1 890 кдж!кг;
энтальпию жидкого аммиака перед регулирующим вентилем /3=/4==
=536 кдж]кг; удельный объем всасываемого пара Vi = 0,509 м2]кг.
По этим данным находим:
холодопроизводительность 1 кг аммиака
<7о = h — = 1 660 — 536 — 1 124 кдж/кг;
теоретическую работу сжатия в компрессоре
l = i2 — ii = 1 890 — 1 660 = 230 кдж!кг;
тепло, отдаваемое 1 кг аммиака в конденсаторе,
q = q0^l==\ 124 + 230=1354 кд ж] кг;
теоретический холодильный коэффициент цикла
_ __ ffo ___ 1 124_ л оо.
I 230
количество аммиака, поступающего в испаритель,
G = 3,6 =3,6 — 124— = 1114,75 кг/ч;
теоретическую мощность, затрачиваемую в компрессоре,
аг Qo 348000 ,
М* 1 000ех — 1000.4,88 — 71,1
‘256
объем паров аммиака, всасываемых? компрессором,
V — Gv^ 1114,75-0,509 = 567,4 м3/ч;
тепловую нагрузку конденсатора
Q = Q„ ч + ‘ = 348000 =419340 em;
и ет 4,оо
объемную холодопроизводительность холодильного агента (при
стандартных условиях)
дъС=-^= 11^_=2208 кдж!м3.
Проверяем граничные параметры t и р, за пределами которых при-
менение одноступенчатых холодильных машин экономически нецелесо-
образно.
Одноступенчатые машины на аммиаке допускаются к работе в диапа-
зоне температур кипения от 0 до — 30° С при температуре конденсации не
выше 40°С, отношении давлений -^-<9 и разности давлений р— рй<^
Ро
<1,2 Мн[м2 [Л. 88].
Для данного случая имеем:-^-= 1,17/0,24=4,9 <9; р—р0=1,17—
Ро
—0,24=0,93 Мн!м2-, остальные параметры находятся в пределах нормы,
поэтому оставляем ранее выбранную одноступенчатую схему холодиль-
ной машины.
Расчет действительного цикла. Действительный цикл паровой ком-
прессорной машины отличается от теоретического наличием объемных
и энергетических потерь как в компрессоре, так и вне его. Объемные
потери уменьшают производительность холодильной машины, энергети-
ческие— увеличивают затраты мощности по сравнению с теоретической.
Объемные потери, снижающие холодопроизводительность машины,
в основном возникают в компрессоре.
Все виды объемных потерь в практических условиях учитывают ко-
эффициентом подачи, величина которого равна:
Лэ
где X/ — индикаторный коэффициент всасывания; — коэффициент по-
догрева; %пл — коэффициент плотности.
Для расчета Х/=^Ддр принимаем, что относительная величина объ-
ема вредного пространства со—4%, тогда по формуле из (Л. 88], зная
отношение рп!ръ, определяем объемный коэффициент
Лс— 1 сй
1
= 1 — 0,04 Г f,2 -11=0,85.
Коэффициент дросселирования Адр принимаем равным 0,95 [Л. 88].
Коэффициент подогрева можно оценить приближенно по формуле
2 ___ То______258 ___q
w~ Тк — 303 —
’ Коэффициент плотности Апл принимаем равным 0,98. Тогда
Л = 0,85 • 0,95 • 0,85 • 0,98 = 0,695.
Определяем часовую производительность компрессора
V= = -7-=6%T = 809 м‘^
17—1243
257
Производим выбор размеров и конструктивных параметров ком-
прессора.
Для поршневого компрессора простого действия имеем:
Vn = 60-^-Szw.
Принимаем число цилиндров Z=2 с ходом поршня 5=250 мм и
число оборотов вала п=480 об/мин в соответствии с редукторами, вьь
пускаемыми отечественной промышленностью ,[Л. 88]. Отсюда получаем
диаметр поршня
D = у/ 60nSzn = 60-3,14.0,25.2-480 -^=268 ММ.
Согласно каталогу |[Л. 88] аммиачных компрессоров, выпускаемых
промышленностью, наиболее полно удовлетворяет нашим требованиям
(согласно табл. 5-12) компрессор типа АВ-300 (2АВ-27) (рис. 5-22) хо-
лодопроизводительностью 348 000 вт, вертикального типа, двухцилинд-
ровый с S = 250 мм, п = 480 об/мин, D = 270 мм с объемом, описываемым
поршнями, Уп = 824 м3/ч и габаритными размерами 1 850X1 180Х
X1 080 мм.
Этот выбор компрессора удачен, так как величина Vn, полученная
по расчету, приблизительно равна объему, описываемому поршнями ком-
прессора за 1 ч. Ошибка получается в связи с приближенной оценкой
коэффициента подачи %.
Согласно графику зависимости коэффициента подачи компрессора
2АВ-27 от степени сжатия получаем 2i=0,72.
Определение потребляемой мощности и выбор электродвигателя для
компрессора. Увеличение работы сжатия в действительном процессе по
сравнению с теоретическим происходит главным образом в результате
наличия теплообмена в цилиндре компрессора и гидравлических сопро-
тивлений при всасывании и выталкивании пара. Это увеличение работы
определяется индикаторным к. п. д. гр.
Для приближенного вычисления тр можно воспользоваться эмпири-
ческой формулой проф. П. П. Левина [Л. 48] Tp='%w + btG, где b — коэф-
фициент, для аммиачных вертикальных машин он равен 0,001, и тогда
^ = 0,85 + 0,001 (— 15) = 0,81,
индикаторная мощность
^=-^-=ХЗГ=86’7 кт.
Потери, вызванные трением движущихся частей компрессора, учи-
тываются механическим к. п. д. т]м. У современных компрессоров с вер-
тикальным расположением цилиндров т]м=0,85 4-0,9. Выбираем т]м=0,87,
следовательно, эффективная мощность, необходимая для привода ком-
прессора, будет:
, г Nt 86,7 ocv с
Ne=— оТёт"=99’6 квт-
Принимаем Ne = 100 квт.
Определяем мощность электродвигателя
где т]р — коэффициент полезного действия редуктора (ременной клино-
вой передачи). Принимаем т)р=0,88, тогда
.. 100 не
А = п qq~ = 115 квт.
U,oo
258
1R4S ,—-----—---------=-------------3»
1QDD
№
СЛ
СО
Рис. 5-22. Компрессор АВ-300.
/—картер; 2—-блок цилиндров; 3 — шатун; 4 — поршень; 5 —коленчатый вал с противовесами; 6 — шкив-маховик; 7 — буферная пружина; 8 — манометр аммиачный;
~ манометр масляный /0 затопленный “^•’’яный насос с вертикальным приводом; // — заборный масляный фильтр; 12 — щелевой масляный фильтр тонкой очист-
ки; 13 водяной змеевик для охлаждения масла, 14 всасывающий и нагнетательные коллекторы; 15 — ручной пусковой байпас; 16 — клапан для спуска воздуха.
Выбираем согласно табл. П-15 электродвигатель типа А-92-2 с но-
минальной мощностью на валу 125 квт, п=2 950 об/мин.
Определение холодопроизводительности при различных режимах
работы. Между объемом пара, всасываемым компрессором, V = V’nK
объемной холодопроизводительностью qv и холодопроизводительностью
имеется связь, выражаемая формулой
<э»=<?«^-=348000-Ж7^^219^Л ет-
При помощи этого соотношения можно установить зависимость меж-
ду «рабочей» и «стандартной» холодопроизводительностями в действи-
тельном процессе.
Производим соответствующие расчеты и полученные данные по хо-
лодопроизводительности при различных t0 сводим в табл. 5-8.
Таблица 5-8-
Холодопроизводительность компрессионной установки
в зависимости от /0 (к примеру 5-3)
Расчетные величины to
—10* С —15е С —20° С —30е С
Удельный объем всасываемого пара vt, м*/кг 0,435 0,509 0,650 1,05
Энтальпия сухого насыщенного пара, всасываемого компрессором г,. кдж/кг 1 670 1 660 1 650 1 640
Энтальпия жидкого аммиака перед ре- гулирующим вентилем г4, кдж/кг . 563 536 536 536
Холодопроизводительность на 1 кг аммиака q = — i4, кдж/кг . . . 1 134 1 124 1 114 1 104
Объемная холодопроизводительность q0 , , , / 2610 2 208 1 720 1050
— Vi. кдж/м* 3,58 4,87 5,58 8,25
Коэффициент подачи А [Л. 88] . . . 0,76 0,72 0,68 0,57
Рабочая холодопроизводительность Qop == 219 .......... 435 000 348 000 256 000 131 000
Выбор вспомогательного оборудования. Схема компрессионной холодильной уста-
новки показана на рис. 5-ЙЗ.
Основное оборудование выбираем на основе выполненных ранее расчетов и в со-
ответствии с характеристикой компрессора.
Конденсатор. Ранее была определена полная тепловая нагрузка конденсато
pa Q=419 340 вт. Эта нагрузка включает тепло, отнимаемое в трех зонах: охлаждения
перегретого пара, конденсации пара и частичного переохлаждения жидкости. Пере-
охлаждение жидкости производят в отдельном аппарате-переохладителе, который рас-
считывается отдельно. Тепловая нагрузка зоны переохлаждения мала, в аммиачной
машине составляет около 2% нагрузки конденсатора.
Рассчитаем поверхность нагрева конденсатора по формуле
F = ——
Г Ш
где Д/ — средняя разность температур между рабочим «веществом и водой «(температур-
ный напор), °; k — коэффициент теплопередачи, вт[м2 • град-, QK — тепловая нагрузка
конденсатора, вт.
Величина QK может быть определена за .вычетом тепловой нагрузки переохлади-
теля по уравнению
Q, = Q — 0,278 (i's—h) D = 419 340 — 0,278 (560 — 536)-1114,75 =
= 419 340 — 7 380 = 412 460 вт.
260
Принимаем, что повышение температуры ®оды в 'конденсаторе составляет 5° С,
•тогда температурный напор
(30-20)-(30-25)
30 — 20 С.
2’3 30 — 25
Выбираем кожухотрубчатый горизонтальный конденсатор. Зная тип выбранного
аппарата, хладоагент и температурный напор, определяем [Л. 71, 88] приближенное
значение коэффициента теплоотдачи по табл. 5-9.
/>=800 вт/м1 2-град.
Тогда поверхность конденсатора
Ок 412 460
F = ~kKt~ 900-7,25 “63
Расход охлаждающей воды на конденсатор
3,6QK _ 3,6-412 260
Gw== рс(42 —*bi)~ 998-4,18.5 — 72лг’А-
Число трубок конденсатора
F _ 63 _
л= jrdepLz —3,14.0,0265.5,52.8“ 176 шт”
где dCp — средний диаметр трубок 25/28 мм, равный 26,5 0,0265 м; L — длина тру-
бок, принимаемая соответственно кожухотрубчатым конденсатором, выпускаемым оте-
чественной промышленностью, равная 5 520 лш=5,52 м\ z — число ходов для поверхно-
сти нагрева конденсатора до 1100 л2; 2=8.
Принимаем шаг трубок $ (расстояние между осями соседних трубок) равным
1,2 </нар:
5=11,2-28=36,5 мм\ принимаем 5=36 мм.
Располагаем центры трубок <на трубной доске по вершинам равносторонних тре-
угольников и определяем диаметр трубной решетки по табл. 1-35:
D'= 14 5= 14 • 36=504 мм.
Рис. 5-23. Схема компрессионной холодильной установки.
1 — компрессор; 2— испаритель; — конденсатор; 4— маслоотделитель; 5 — маслосборник; 6— ре-
сивер; 7 — воздухоотделитель; 8— переохладитель; 9— фильтр газовый; 10—сосуд с водой; «
терморегулирующий вентиль; 12 — фильтр жидкостный; 13 — регулирующий вентиль.
261
Для определения внутреннего диаметра многоходового теплообменника вычерчи-
ваем */* часть трубной доски |(рис. 6-04).
С учетом толщин четырех перегородок 1(4X7=28 мм), расстояния от корпуса
18 мм и расстояния от перегородок (14X3=42 мм) внутренний диаметр конденсатора
равеи:
iD=D'+28+18+42= 593 мм.
Проверяем гидравлический расчет конденсатора. Полный напор
Др — ^Дрп.т 4- ЕДрм.с + 2Дру 4- Дрг,с
где 2Дрп.т — сумма гидравлических сопротивлений поверхностей теплообменника;
2Дрм.с — сумма потерь напора в местных сопротивлениях; SApy — сумма потерь, обу-
словленных ускорением потока .(для воды равна 0); Apr с—затраты напора для пре-
одоления гидростатического давления столба жидкости; Дрг.с=0, так как теплообмен-
ник горизонтальный;
Рис. 5-24. Схема распределения
трубок на трубной доске (к при-
меру 5-3).
fl. \ РИ*2
2Дрп.т = 8 +
где X — коэффициент сопротивления трения; 1,16—
местные сопротивления.
Для круглой трубы
64 64v 64.1,006.10-е
Х= ReK “ wd ~ 1,0.2,5.10-2 — 2>56.10-’;
/ 5 520
ЕДрп.т = 8 f 2,56-10-3-—25—
. \ 998-22
+ 1,161----g--= 29 000 н/м2:
рву2
2Д/?м.с = ? 2"”
где £— коэффициент местного сопротивления; р — плотность воды по средней темпе-
ратуре охлаждающей воды; w—.скорость воды в трубках конденсатора.
998•22
ЕДрм.с = (2-1,5)--g---=6000 hImZ-
Тогда
Др = ЕДрПфТ ЕДрм.с — 29 000 Д- 6 000 = 35 000 н/м2 Да 3 500 кГ/м2.
Согласно расчетам выбираем по табл. 5-17 горизонтальный кожухотрубчатый кон-
денсатор типа 65КТГ (рис. 5-30) с F=65 м2 и габаритными размерами 600 x 6 200Х
Х965 мм.
Характеристика конденсаторов холодильных компрессионных машин дана
в табл. 547.
Испаритель. В связи с тем, что применение рассчитываемой холодильной
установки не указано, считаем, что установка охлаждает рассол для дальнейшего
использования по назначению.
Испаритель — теплообменный аппарат, в котором тепло отнимается от охлаж-
дающей среды хладоагентом, кипящим при низкой температуре. Испарители для охлаж-
дения рассола должны быть просты в изготовлении и обслуживании и обладать высо-
кими теплотехническими качествами. Наибольшее распространение получили кожухо-
трубные испарители.
Так как условия компоновки не заданы, выбираем вертикально-трубный испари-
тель, имеющий рассольный бак с двумя или несколькими испарительными секциями
(по расчету). Каждая из секций состоит из вертикальных коротких труб, изогнутых по
концам и приваренных с боков к горизонтальным коллекторам. Секции коллектора
объединены коллекторами для подачи жидкого аммиака, отсасывания пара и отвода
масла.
Отепленный рассол сливается в баки и пропеллерной мешалкой .прогоняется вдоль
испарительных секций.
Выбор типа испарителя производится на основании расчета поверхности испари-
теля по формуле
Q
F ~ ’
262
где Q — необходимая рабочая холодопроизводительность, вт; AtCp — логарифмическая
разность температур между циркулирующим рассолом и холодильным агентом; в прак-
тических расчетах At обычно принимают 5° С; k — коэффициент теплопередачи, который
для расчетов обычно берется по практическим данным на основании типа испарителя
и вида холодоагента, по табл. 5-20 принимаем &=400 вт/м2 - град.
Тогда
348 000
F= 400-5 “163л<2-
Выбираем по табл. 5-48 вертикально-трубный испаритель 160-ИА завода «Ком-
прессор» с поверхностью испарения 160 м2, количеством секций 8, габаритами 5 800Х
Х2 145x1 350 мм. В испарителе установлены две мешалки с диаметром 500 мм и мощ-
ностью двигателя каждой мешалки 11,7 кет.
Маслоотделитель. Маслоотделители улавливают масло, уносимое из ком-
прессора парами хладоагента, не допуская попадания его в больших количествах в теп-
лообменные аппараты — конденсаторы и испарители. Маслоотделители устанавливают-
ся на нагнетательном трубопроводе между конденсатором и компрессором.
В нашем случае применяем пустотелый маслоотделитель с отбойными насадками.
Отделение масла происходит вследствие резкого изменения направления движения пара
при одновременном большом снижении скорости до 0,7 м!сек. Осаждающиеся частицы
стекают в нижнюю часть сосуда. Масло из маслоотделителя поступает в маслосборник,,
а из него наружу. Для создания пониженного давления в маслосборнике его соединяют
со всасывающим трубопроводом.
Маркировка маслоотделителей и маслосборников производится по диаметру тру-
бопроводов. В нашем случае последний равен:
W 4-1114,75-0,05
d = I/ '~^'=--о 1 л n q q —15,7-10~2 м 16 см.
Т nW 3,14 • I), 8 • 3 bUU
Таким образом, диаметру трубопровода соответствует маслоотделитель марки
ОМП с диаметром корпуса '500 мм и общей высотой 1 970 мм, а маслосборник мар-
ки СМ-300 с диаметром корпуса 325 мм и общей высотой 1 123 мм, выпускаемый за-
водом «Компрессор».
Ресивер. Ресиверы для жидкого агента предназначены для компенсации пере-
менного заполнения жидким агентом испарителя и конденсатора при различных режи-
мах работы. Ресиверы представляют собой стальные сварные цилиндрические сосуды.
В зависимости от назначения ресиверы делятся на линейные, запасные, дренажные и
циркуляционные.
Согласно принятой схеме выбираем линейный ресивер, емкость которого приблизи-
тельно равна половине часового количества циркулирующего в системе хладоагента,
т. е. 30 м3.
Размеры ресивера определяем по его емкости, причем располагаем его ниже уров-
ня конденсатора, в связи с чем предусматриваем уравнительную паровую линию. Реси-
вер снабжаем манометром, пружинным предохранительным клапаном для выпуска
аммиака в атмосферу и указателем уровня жидкости.
Переохладители. Переохладители — теплообменные аппараты, которые слу-
жат для охлаждения жидкого аммиака ниже температуры конденсации. Они представ-
ляют собой противоточные двухтрубные аппараты, охлаждаемые водой. Охлаждающая
вода протекает по внутренним трубам, а жидкий аммиак в межтрубном пространстве.
Внутренние трубы имеют диаметр 38X3,5 мм, а наружные 57X3,5 мм.
Выбор переохладители производится на основании теплового расчета по формуле
Qn = kF Lt,
где Qn = 7 380 вт (см. выше); k — 565 вт/м2-град (по опытным данным); Д/ =
(30 — 23) — (25 — 20)
в------------у------= 6° С; 23° С — температура воды на выходе из переохлади-
2,31g -и-
теля (по опытным данным).
Qn 7 380
f=W=-565^=4'87^-
Выбираем по табл. 5-19 переохладитель марки 6ПП завода «Компрессор» с по-
верхностью нагрева F=6 м2 и габаритными размерами 5 200X134X1 380 мм.
Воздухоохладитель. Воздухоохладитель служит для удаления воздуха из
системы. Выбираем воздухоохладитель ВНИХИ конструкции Кабулашвили, в котором
аммиачно-воздушная смесь подводится из мест наибольшего скопления воздуха в меж-
трубное пространство аппарата и здесь охлаждается, соприкасаясь с холодной вну-
263
тренней трубой, через которую проходит хладоагент от регулирующего вентиля в испа-
рительную систему. Аммиак, содержащийся в аммиачно-воздушной смеси, конденси-
руется и затем перепускается во внутреннюю трубу и далее в испарительную систему,
воздух же с инертными газами из верхней части межтрубного пространства через
немного приоткрытый вентиль выпускается под уровень воды, налитой в стеклянный
сосуд, для наблюдения за выходом пузырьков и поглощения проникающих паров
аммиака.
Воздухоохладитель состоит из четырех бесшовных труб, вставленных одна в дру-
гую. В 1-й и 3-й трубах циркулирует аммиак, испаряющийся при низкой температуре,
а во 2-й и 4-й циркулирует аммиачно-воздушная смесь.
Фильтры. Для фильтрации жидкого и парообразного аммиака с целью защи-
ты цилиндров от попадания в них загрязнений в виде ржавчины, окалины и т. д,
а также для защиты приборов автоматического регулирования от засорения исполь-
зуем стальные сетки с размером ячеек 0,4 мм, устанавливаемые в два-три слоя.
Рис. 5-25. Схема и график к примеру 5-3.
• — схема абсорбционной установки; б — процесс на /^-диаграмме; / — генератор; // — дефлегма-
тор; /// — конденсатор; IV — регулирующий — дроссельный вентиль; V — испаритель; VI — абсорбер;
VII —. теплообменник; VIII — перепускной вентиль; IX — насос.
Трубы, трубные соединения, арматура. Для аммиачных линий при-
меняют стальные бесшовные трубы ГОСТ 301-50. В фланцевых соединениях предусмат-
ривают впадину и выступ в парных фланцах и уплотняют прокладкой из паронита
толщиной 2 мм.
Выбор диаметров трубопроводов при проектировании холодильных установок
яроизводят с учетом скорости агента, коэффициента местных сопротивлений, а также
допускаемой потери по длине трубопровода.
Регулирование установки. Регулирование температуры рассола осуще-
ствляем с помощью регулятора ПРТ, изменяющего расход рассола с изменением рас-
хода или температуры хладоагента.
Регулирование температуры теплоносителя производим двухпозиционным регу-
лятором— реле температуры, управляющим работой компрессора по способу пусков и
остановок. Можно также использовать пропорциональный регулятор температуры пря-
мого действия ПРТ, который при понижении температуры увеличивает проход рассола
на обводной линии.
Регулирование производительности компрессора осуществляем изменением скоро-
сти вращения компрессора с помощью пропорционального датчика давления ПДД.
264
Регулирование заполнения испарителей холодильным агентом осуществляем тер-
морегулирующим вентилем (регулятором перегрева) ТРВ, воспринимающим изменение
перегрева пара в испарителе.
Регулирование давления конденсации осуществляем с помощью регулятора дав-
ления водорегулирующего вентиля (водорегулятора), который поддерживает заданные
температуру и давление.
Удаление воздуха из холодильной машины осуществляем в воздухоохладителе
при помощи поплавкового регулятора.
Б. Расчет абсорбционной холодильной установки. Расчет
тепловой схемы по г1^-диаграмме1. Расчет тепловой схемы производим ис-
ходя из следующих данных: Qo=300 000 ккал/ч-, температура греющего водяного пара
/п=120°С; температура охлаждающей воды ZB=20°C; низшая температура раствора
в испарителе t0——)15° С; температура конденсации /к=30°С.
Высшая температура ,в кипятильнике J
f2=fn—10-110°С.
Низшая температура раствора в абсорбере
/4=^в+5=25°С. u
Давление в кипятильнике и конденсаторе, соответствующее /к=*в+5=20+5=
—25° С, составляет p=-ilO ат.
Высшая температура раствора в испарителе
Го=Го+5=—10°С.
Давление в испарителе и а'бсор'бере
ро=2,О ат.
На рис. 5-25,а, б изображаем принципиальную схему установки и
строим процесс на zg-диаграмме, затем определяем параметры точек,
характеризующих жидкость и соответствующие состояния пара [Л. 48,
стр. 258].
Результаты сводим в табл. 5-9.
Для вычисления тепловых потоков аппаратов машины определим
следующие величины.
Кратность циркуляции:
f__ Вел _____ 0,996 -0,255 ___ . _- j. _j,
0,411 -0,255 —«З —«кр.
Количество флегмы R:
n_ _ 0,996-0,968 nnRnQ
* ~ Ь' —Ь 0,968-0,411 =0'0503-
Тепло, отводимое от дефлегматора водой:
?/?=(1 + Я) — /'2 — == 1,0503 •430 — 400 — 0,0503 • 60 = 47 ккал!кг.
Энтальпия крепкого раствора после теплообменника
г’13 = /ц Н—
Тепло, отдаваемое слабым раствором в теплообменнике:
<7т = (f — 1) (*8 — k) — 3,75 (93 — 30,7) = 234 ккал!кг.
; 1 । 234 пп о /
Ju = 1 Н—4-75- = 50,3 ккал/кг.
Тепло, затраченное в кипятильнике:
qT = f(is — i13) -]- R (*i' — 4) + 4* — *8 ==
= 4,75 (9,3 50,3) 0,05 (430 — 60) 430 — 93 = 559,3 ккал{кг.
1 Для расчетов аммиачных абсорбционных установок в конце книги лается
гр-диаграмма. •
265
Таблица 5-9
Таблица расчета тепловой схемы по <$-диаграмме к примеру 5-3
Состояние вещества Темпера- тура t, °C Давление р, ат Концентрация, кг/кг Энтальпия 1, ккал/кг
Жидкость После кипятильника, точка 2 По выходе из абсорбера, точка 4 . . . . <2=но /2=10 $=0,255 <2=93
<4=25 ро=2,0 $г=0,411 <4=1.0
Состояние слабого раствора по выходе из теплообменника <3=зо /2о=2,0 $х=0,255 <3=ЗО,7
После конденсации . '.=30 />=10 ed=o,93 <6=П4
В конце процесса кипения в испарителе . Состояние крепкого раствора после теп- лообменника, точка 1 <8= -Ю <=78 Ъ 5s II II — to о - о ег=о,4п <,=50,3
Состояние крепкого раствора после абсор- бера перед теплообменником <4=25 /2=10 $г=0,411 <4= 1.0
Пар Равновесный с крепким раствором в ки- пятильнике, точка 1' <\=98 /2=10 $'3=0,968 <'3=429,6
Равновесный со слабым раствором в ки- пятильнике, точка 2' <'2=110 /2=10 $'2=0,867 <'2=470,5
В конце процесса кипения в испарителе, точка 8 <8=-10.| /2=2,0 $к=1,00 <к=387,5
Выходящий из кипятильника (определя- ется по среднему состоянию жидкости в кипятильнике) -93+59,6 гж — 2 — ' о,о 0,255+0,411 = у =о,ззз <ж=98 /2=10 ed=o,93 <8=442
Состояние пара по выходе из дефлегма- тора <'е=35 /2=10 $е=0,996 <'.=397
Тепло, отведенное в конденсаторе:
qK = iz, — = 400 — 110 =*290 ккал^кг.
Тепло, отведенное в абсорбере:
qa = i7 — il0 f(/10 — iu) = 380 — 31 -f- 4,75 (3 Г— 1) = 491 ккал) кг.
Тепло, подведенное в испаритель:
q0 z= — i6) = 380 — 110 = 270 ккал!кг.
Энтальпию влажного пара iq определяем по диаграмме рис. 5-25: <7=5 385 ккал/кг
Сопоставляем тепловой баланс, отнесенный к 1 кг пара:
тепло отведенное, ккал/кг-. тепло подведенное, ккал/кг.
q0 = 270
<7, = 559,3
q0 4- qt ==829,3 ккал/кг
qR = V,b
qK = 290
<7a=491
qR +<7к + ^а=828,3 ккал/кг.
Работа насоса
qu — Aoa(p — ро) —-^у-4,75-0,0017(10 — 2)-10* = 1,04 ккал/кг,
где
0,001 0,001
0= 1—0,35|жР ~ 1—0,35.0,411 “°’0017 м*/кг.
266
Тепловой коэффициент
Количество получившегося
D =
q0 2/1
е = -^=жГз=°.483-
пара
Qo 300 000
q0 ~ 270 ~1107 кг/ч.
Количество раствора, поступившего в кипятильник:
F=fD = 4,75-1 107 = 5258 кг/ч.
Тепло, подведенное к испарителю:
Qo = 300 000 ккал/ч.
Тепло, подведенное к кипятильнику:
Qr = QtD — 559,3-1 107 = 618000 ккал/ч.
Тепло, отведенное от конденсатора:
Qk = УвР — 290 -1 107 = 320 000 ккал/ч.
Тепло, отведенное от абсорбера:
Qe — QaD = 491 • 1 107 = 543 000 ккал/ч.
Тепло, отведенное от дефлегматора:
Q л=52 000 ккал/ч.
Ч-Ч-70
Рис. 5-26. Кипятильник абсорбционной установки.
Составим тепловой баланс машины, отнесенный к 1 ч-.
Qo + Q« = Qk + Qa + Q/?> T. e. 300 000 4- 618 000 = 320 000 + 543 000 + 52 000 ,
918 000^915 000 ккал/ч.
Потери и к. п. д. абсорбционной машины. Потери в абсорбционной машине сла-
гаются из. а) тепловых потерь в аппаратах и трубопроводах; б) потерь на сопротив-
267
ление движению рабочего тела в аппаратах и трубопроводах; в) потерь вследствие
неполноты процесса абсорбции.
Все потери учитываются общим к. п. д. машины, который равен отношению тео-
ретического теплового коэффициента к действительному. Величина к. п. д. машины
в зависимости от размеров ее и компоновки составляет 0,7—0,85.
Расчет и выбор основного оборудования. Производим тепловой расчет и выби-
ваем основные элементы машины.
Кипятильник. Часовая тепловая нагрузка аппарата Qr=600ООО ккал/ч.
Средняя разность температур между греющим паром и раствором
л/ - (120-ПО)-(120 - 78)
— . 120 — 110 с-
2>31S —Г/ 2’31g 120 — 78
В этой формуле низшая температура в генераторе /"г=6з=78°С, см. табл. 5-9.
Среднюю разность температур можно определить и как Д?=£н—^ж=<120—98=
»22°С.
Принимаем [Л. 41, 5] коэффициент теплоотдачи между раствором и водой k=
=525 ккал/м2 • ч • ° С.
Поверхность теплообмена аппарата
„ Qr 618 000
F ~ kbt 15-525 ~71 м2'
Часовой расход пара на кипятильник
Qn 618 000
GH = =*—g25—= 1 180 кг/ч = 1,18 т/ч.
Выбираем кипятильник в виде теплообменника типа «труба в трубе», состояще-
го из 80 элементов. Диаметр внешней трубы 87X5 >иле, диаметр внутренней трубы
45X3,5 мм. Греющий пар подается в межтрубное пространство. Раствор кипит внутри
трубы меньшего диаметра. Слабый раствор отводится в ресивер слабого раствора
Аммиак после кипятильника направляется в ректификационную колонну.
Чертеж кипятильника представлен на рис 5-26.
Пары, выходящие из кипятильника, попадают в ректификационную колонну
• /ж=98° С, навстречу им движутся крепкий раствор с температурой Лз=78°С и
жидкость из дефлегматора с t3. Происходит ректификация, и пар изменяет параметры
соответственно точкам ж и Г.
Колонна содержит три ректификационные тарелки, а нижняя часть колонны со-
держат насадку из колец Рашига.
После ректификационной колонны пар попадает в дефлегматор, где частично кон-
денсируется и охлаждается водой. Процесс на диаграмме fg идет по линии l'L2'
(рис. 5-25).
Расчет дефлегматора. Часовую тепловую нагрузку аппарата считаем
с запасом равной нагрузке ректификатора
Qr=52000 ккал/ч.
Среднеитогарифмическая разность температур
. . - t"J - (tt - fB) (98 - 40) - (35 - 20)
Д/ = —" . Г,-Г.-------------------98=40---- 32 C-
Принимаем кожухотрубный дефлегматор, <в межтрубном пространстве которого
яроходят водоаммиачные пары, а в трубах протекает охлаждающая вода.
Принимаем коэффициент теплопередачи по ;[Л. 41] Л=180 ккал/м2 -ч- град, тогда
теплопередающая поверхность
52 000
F~ 32-180 ~9’07 м2-
Длина труб при = 25 X 3 мм
т F — F _ 9>07 „
L— f vd~ 3,14-0,028 —90’7 м'
п 90,7
Всего труб при I = 2,5 м п = -% 5 = 36.
268
Водоаммиачный насос. Для перекачивания раствора из абсорбера в ки-
пятильник выбираем многоступенчатый центробежный насос марки А12-00-00 по сле-
дующим данным:
Работа насоса в тепловых единицах ^н = 1,04 ккал/кг-, 0 =5 258 кг/ч; ^=25° С,
0=8,79 м3/ч.
Характеристика насоса: производительность 8,5 м3/ч; напор 16 ат; число ступе-
ней 6; потребная мощность 6,7 кет; число оборотов 2 870 об/мин-, вес насоса 116 кг.
Конденсатор. Выбираем аммиачный горизонтальный кожухотрубчатый кон-
денсатор, который рассчитываем на тепловую нагрузку QK=320 000 ккал/ч, темпера-
туру охлаждающей воды £'в=20°С, температуру конденсации tK—25° С и температуру
кипения i0=—10° С.
Определяем среднюю логарифмическую разность температур в зоне конденсации,
приняв температуру уходящей воды /"В=23°С:
/"в —Гв 23 — 20
Д,в= 4 — /'. ~ 25—20 -3.28”С.
2’3*8-25=23-
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде определяем по формуле
со0»8
“в = As 2 .
Значение коэффициента As берем из табл. 1-1 для средней температуры воды
20 | 23
=-----2----= 21,5° С, имеем As = 1 810.
Скорость воды принимаем <£>='1,0 м/сек 1(вода проходит по стальным трубам
57 X 3 мм). Тогда
1 ,00,8
ав = 1 810 • Q '= 4 980 ккал/м1 2-ч- град.
Для определения коэффициента теплоотдачи от конденсирующего пара задаемся
перепадом температур A/=il,il°C, тогда по формуле Нуссельта имеем:
4 / 4 / 273,68
ап = 0,725Я у 0,725-1 250 у j" f.(j 028 =8 800 ккал/м2-ч-град,
где А = 1 250; г = 273,68 ккал/кг.
Коэффициент теплопередачи от конденсирующегося пара к воде
1 1
k — —-----------j—“ = —j-----0 ~003-----1--= 600 ккал/м2-ч-град.
8 800’+ —39 *" 4 980
Удельный тепловой поток
q — kid = 2 600-3,28 = 8 560 ккал/м2-ч.
Определяем для проверки перепад температур между рабочим телом и стенкой
q 8 560 п
ап ~ 8 800 °’98°С-
Пересчета не требуется.
Теплопередающая поверхность
О 320 000
F 2310-4,9 ~37’6 м*-
Если учесть загрязнения от накипи в виде водяного камня толщиной 0,5 мм,
получим следующий коэффициент теплопередачи:
1
k = —j-------q 0005—~1 390 ккал/м2*ч-град.
2 600 Г?5
Теплопередающая поверхность с учетом загрязнений:
320 000
F = 1 390-3,28 ~70>3-и2-
Удельный тепловой поток будет:
Q 320 000
q = ~р~ == —tq-q—= 4 561 ккал/м2 -ч.
269
Выбираем конденсатор, выпускаемый заводом «Компрессор», марки 50КТГ
(табл. 5-47) с теплопередающей поверхностью F—74 м2, числом труб 14, числом хо-
дов '2. Диаметр труб 57 X 3,5 мм.
В одной из крышек конденсатора имеются патрубки для входа и выхода воды.
Охлаждающая вода подается во внутренние трубы через нижний патрубок, совершает
два хода по трубам в разных направлениях, подогревается теплом от аммиака и
выходит через верхний патрубок. Пары аммиака из дефлегматора поступают
в межтрубное пространство через патрубок, расположенный в верхней части кожуха.
Соприкасаясь с холодными трубами, аммиак конденсируется и стекает в нижнюю часть
межтрубного пространства конденсатора.
Выбранный конденсатор показан на рис. 5-30.
Абсорбер. Тепловая нагрузка аппарата Qa = 543 000 ккал/ч, средняя разность
температур между раствором и охлаждающей водой (принимая температуру смеси
растворов /zp=40° С)
., - <40 ~ 28> ~ <25 ~ 20U г,- -
-- 4 Ш ЛЛ OQ О С.
40 — 28
2>31g 25 — 20
/р — *"в
2,31g
6 t„ — t'
Принимаем по [Л. 41] коэффициент теплопередачи между раствором и водой k—
=500 ккал/ч • м2 • град, тогда поверхность теплообмена аппарата
Qe 543 000
F == ТТГ-=—rm Q-- = 130 м2.
kAta 500*8
Часовое количество воды, потребное для абсорбера,
Оа 543 000
°*“ 7(Г.-Г.) “~28~-Ло- =67800 «А-67'80
Аппарат состоит из горизонтально расположенных кожухотрубчатых элементов и
ресивера крепкого раствора.
В межтрубном пространстве каждого элемента находится водоаммиачный раствор,
а по трубкам протекает охлаждающая вода. В нижней части каждого элемента рас-
положен барботер, в который в двух местах подаются пары аммиака. Слабый раст-
вор подается в нижнюю часть верхнего элемента, а обогащенный раствор самотеком
переливается из элемента в элемент и сливается в ресивер. Предусмотрена возмож-
ность удаления воздуха из всех элементов абсорбера. Каждый элемент состоит из обе-
чайки диаметром 426X11 мм и длиной 3 250 мм, к концам которой приварены труб-
ные решетки, в которые ввальцованы 99 трубок диаметром 25x3 мм. К трубным ре-
шеткам с помощью болтов крепятся водяные крышки.
По воде каждый элемент — двухходовой, по раствору — одноходовой. Вода про-
ходит относительно раствора противотоком.
Испаритель. Рассчитываем аммиачный горизонтальный кожухотрубный испа-
ритель холодопроизводительностью Qo=3OOOOO ккал/ч, температура кипения to=—15° С.
Рассол CaCls- Принимаем температуру рассола на входе te=—8° С, на выходе
te. =—10° С.
Задаемся величиной удельного теплового потока q=2 800 ккал/м2 • ч, тогда по-
верхность испарителя будет:
Qo
300 000
2 800
= 107 м2.
Принимая для изготовления стальные трубы диаметром 25X3 мм и длиной
/=4 м, определяем число труб
107
nz ~3,14-0,025.4 = 336 шт-
Выбираем концентрацию рассола СаС1г, исходя из температуры затвердевания —15° С,
тогда физические характеристики раствора таковы: при f+15°C у8=1 165 кг/м3-, при
—9° С у«=1 170 кг/м3-, св=0,747 ккал/кг град; ji8=4,0-10~4 кгс-сек/м2; по [Л. 41]
=0,44 ккал/м • ч • град.
Массовый расход рассола, циркулирующего через испаритель,
Qo 300 000
G* ~~ с. Vs— *6») ~~ 0,747.(10 — 8) ~201 000 кг^ ~ •
Объем рассола
V,=
Те
201 000
1 170 172 м3/ч.
270
Задаемся скоростью рассола cos=l,28 м/сек и определяем число труб в одном
ходе:
У8 _ 4-172 _
3600-1,28-3,14-0,0252~~ 42’
3 600cos ——
Принимаем число ходов z=8, число труб и'—336.
Коэффициент теплоотдачи со стороны аммиака рассчитываем по формуле
Г. Н. Кружилина:
аа = 4,02ц0»7 = 4,02-2800°»7 = 1 035 ккал/м2-Ч'град.
Коэффициент теплоотдачи со стороны рассола
А. 0 44
as = 0,023—ф Re«’8 PrJ’4 =0,023-^25-1,28
104-0,025-1|170 \°.8
4,0-9,81 )
3 600.4,0.9,81-0,747 \М
-------10МГ44------- ) = 2150 ккал 1м2'Ч-г рад.
в.и
в.к
Принимая толщину загрязнений (в 'виде водяного камня) бв.к=0,5 мм, опреде-
ляем суммарное термическое сопротивление стенки
S3, бв к . 8С_ 0,0005 . 0,003
V=XT+'^“~U5-+To- '34 «‘ч-град/ккал.
Коэффициент теплопередачи
^+УНг+4
®а ht at
Принимаем среднюю разность температур iA/=5°C, тогда удельный тепловой по-
ток
1
—।-------------------j— = 556 ккал/м2'Ч-град.
1 035 +°’34‘10~3 + Г150'
q = kht = 556-5 = 2 780 ккал/м2-ч-град.
Расхождение с принятым значением ц=2 800 ккал/м2 • ч- град мало, поэтому пере-
счета не делаем
Для данной установки выбираем испаритель завода «Компрессор» (табл. 5-16,
рис. 5-29) типа 110ИКТ с поверхностью теплообмена 110 м2, числом труб и ходов
336/8 и диаметром труб 25 хЗ мм. Многоходовой кожухотрубный испаритель пред-
ставляет собой цилиндрический корпус с приваренными трубными решетками, в ко-
торые вставлены и развальцованы стальные трубы. К трубным решеткам крепятся
чугунные крышки с перегородками, образующими внутри испарителя несколько ходов
для протока «охлаждаемого рассола, который охлаждается в результате теплообмена
с аммиаком, кипящим в межтрубном пространстве при низком давлении и низкой
температуре. Охлаждаемый рассол поступает в испаритель через нижний патрубок
в одной из крышек, совершает по трубам последовательно несколько ходов и выходит
из испарителя через верхний патрубок. Жидкий аммиак подводится от регулирующего
вентиля в испаритель снизу в межтрубное пространство. Уровень жидкости поддер-
живается на высоте, равной 0,8 от диаметра кожуха.
Теплообменник раствора. Тепловая нагрузка теплообменника QT=£>цт =
= 1 107-50,3=58 800 ккал/ч, средняя логарифмическая разность температур
Д/ =
001 8 13
2’31ё t — t о
19 *12
__ (ПО-78)-(30-25)
0,0 Vj •
110—78
2’31ё 30 — 25
Выбираем двухтрубный теплообменник. Диаметр внутренней трубы di=38 X
Х3,5 мм\ диаметр наружной трубы ^2=76X4,0 мм, скорость слабого раствора wi=
= 1,45 м/сек-, скорость крепкого раствора О)2=0,5 м/сек.
Значение коэффициентов теплопередачи [Л. 41]: а) для слабого раствора Ск=
=5 300 ккал/м2 • ч • град-, б) для крепкого раствора а2 = 1 700 ккал/м2 • ч - град.
Определяем коэффициент теплопередачи (приняв тепловое сопротивление стенки
равным 0,0005 м2 • ч • град/ккал)
1
k = —j-----------------j— =780 ккал/м2'Ч-град.
5 300 +°’0005 + “Г700
271
Поверхность теплообмена
QT 58 800
F — Mk = 8,6-780 ~8’7
Общая длина труб
г F _ 8,7 __
L— f 0,108 80 м'
Количество труб при 1 = 3,0 м
На основе выполненных расчетов составляем компоновочный чертеж абсорбцион
ной холодильной установки, частично показанный на рис. 5-27.
Рис. 5-27. Компоновка абсорбционной холодильной установки.
1 — теплообменник; 2 — кипятильник; 3 — дефлегматор; 4 — ректификационная колонна; 5 — ресивер
слабого раствора.
Определение холодопроизводительности при различных
режимах работы. При заданных параметрах изменение холодопроизводительно-
сти при изменении to производится введением коэффициента
где 7о=й)+2730К То.в"30(РК — температура окружающей среды. Данные сводим
в табл. 5-10.
В. Сравнение компрессионной и абсорбционной холодиль-
ных установок. По [Л. 17а] согласно прейскуранту К-18 капитальные затраты
на компрессионную установку (Qo=3OOOOO ккал/ч) составляют 9 600 руб., а на абсорб-
ционную установку iQo=3OOOOO ккал/ч — 7 300 руб.
Расчет годовых эксплуатационных затрат производим, приняв следующие данные
по рекомендации кафедры экономики промпредприятий МЭИ: норму амортизации
Оам=8%; средний годовой фонд зарплаты на 1 чел. 1200 руб/чел-год-, штатный ко-
эффициент Кш=5 чел/Г кал- ч; коэффициент, учитывающий затраты на капитальный
ремонт, р=0,55; коэффициент, учитывающий непроизводственные затраты, у=0,05.
272
Таблица 5-10
Холодопроизводительность абсорбционной холодильной
установки при различных t0 (к примеру 5-3)
Расчетные величины t0, °C
—10 —15 —20 —30
„ г 1 То.с А — у * 0 0,140 0,163 0,185 -0,234
Kls/Kt 1,16 1 0,88 0,698
Qo, ккал/ч 348 000 300 000 264 000 210 000
Qo. вт 404 000 348 000 306 000 244 000
Таблица 5-11
Технико-экономическое сравнение компрессионной
и абсорбционной установок (к примеру 5-3)
Всего затрат Обозначение и формула Компрессион- ная установка Абсорб циоин ая установка
Москва Краснодар- ский край Москва Краснодар- ский край
Амортизация, руб Текущий ремонт, руб Заработная плата, руб Расход электроэнергии, квт-ч . So = ST_p = fSfl S3.11 — ^HlQoSs.n э 768 416 1800 864-108 576 317 1 800 82
Стоимость электроэнергии, руб. Расход тепла, ккал Стоимость тепла, руб Непроизводственные затраты, руб Т 5т = ЦтТ Snp = у (5п+*$т.р-|-5з.п) 21600 149 2 050 4?320 18 945 ] 10 973 135
Годовые эксплуатационные затраты, руб 24 773 23 773 15801
Расчет ведем для двух климатических условий (Москва и Краснодарский край).
Тарифы за электроэнергию и тепловую энергию берем из прейскуранта К-20
[Л. 18а]. Полученные данные сводим в табл. 5-11.
Из табл. 5-11 видно, что эксплуатационные затраты на установку обоих типов
в районе Москвы приблизительно одинаковы, а в районе Краснодарского края значи-
тельно ниже на абсорбционную установку.
При выборе установки также необходимо
учитывать ее габариты. Абсорбционная установка
более громоздка и занимает значительно больше
места, чем компрессионная установка.
На рис. 5-28 показана зависимость холодо-
производительности Qo при различных темпера-
турах воздуха для абсорбционной и компресси-
онной установок.
5-3. ХАРАКТЕРИСТИКА
ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
И ИХ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО
ОБОРУДОВАНИЯ
В приводимых ниже таблицах и рисунках
Рис. 5-28. Зависимость Qo при
различных режимах работы (рас-
четный режим /о»—15еС).
а —расчетный режим; 7 — абсорбцион-
ная установка; Я — компрессионная
установка.
дается характеристика холодильных машин, наи-
более широко применяющихся в промышлен-
ности, главным образом тех, которые были рас-
смотрены в примерах предыдущего параграфа,
а также типы теплообменных аппаратов, которые
входят в комплект холодильных машин и изго-
товляются серийно.
18—1243
273
Рис. 5-29. Горизонтальный кожухотрубчатый испаритель.
Вода t Вода
Рис. 5-30. Горизонтальный кожухотрубчатый конденсатор.
Рис. 5-31. Противоточный переохладитель.
274
Таблица 5-12
Характеристики аммиачных компрессоров одноступенчатого сжатия
Марка компрес- сора Тип компрес- сора Число цилин- дров Ход поршня, мм Диаметр цилиндра, мм Скорость вращения, об/мин Объем, описывае- мый порш- нем, М3/Ч Холодопроизвод ительность Qo, ккал/ч
при t=—10° С при t= — re С
ЗАГ-45 ГД 1 550 450 167 1709 800000 600 ооо
4АГ-45 ГД 2 550 450 167 3418 1 600000 1 200 000
2АУ-8 УП 2 80 80 500 24 ЮООО 8 000
720 35 16 000 12 000
960 47 20 000 16 000
4АУ-8 УП 4 80 80 720 70 30000 24 000
960 93 40 000 32 000
2АВ-15 вп 2 140 150 480 143 65 000 50000
720 214 100 000 75 000
4АУ-15 УП 4 140 150 480 285 130 000 100 000
720 428 200 000 150 000
2АВ-27 вп 2 250 270 360 618 300 000 225000
480 824 400 000 300 000
4АУ-27 УП 4 250 270 360 1 236 600 ооо 450 000
480 1 648 800 000 600 000
Таблица 5-13
Характеристики низкотемпературных холодильных установок с двумя
последовательно включенными аммиачными одноступенчатыми компрессорами
Показатели Марка установки
АДС-10 АДС-30 АДС-45 АДС-150
Холодопроизводительность, ккал/ч . . 13 700 31 400 45 000 150 000
Температура испарения, *С ’ —60 —50 —50 —30
Число ступеней давления 2 2 2 2
Марка компрессора ступени низкого давления 4АУ-15 4БАУ-19* 4БАУ-19* 4БАУ-19*
Скорость вращения, об/мин 720 480 720 720
Марка компрессора ступени высокого давления 2АВ-15 2АВ-15 2АВ-15 2АВ-15
Скорость вращения, об/мин Объем, описываемый поршнем, мъ/ч: 350 480 720 720
ступени низкого давления .... 424 456 684 684
ступени высокого давления . . . 104 143 214 214
Установленная мощность электродви- гателя,кет 204-14 2X15 60 95
• Компрессор марки 4БАУ-19 имеет цили башки. ндр диаметр ом 190 мм и выполняется без водяной ру-
18* 275
Таблица 5-14
Характеристики одноступенчатых фреоновых компрессоров
Марка компрессора Тиц ком- прес- сора Число цилин- дров Ход поршня, мм Диаметр цилин- дра, мм Скорость вращения, об/мин Объем, описы- ваемый поршнем, м*/ч Холодопроизводительность Qo, ккал/ч
при #=+50° С при 1= —15° С
2ФВ-4/4.5 В 2 45 40 450 3 — 700
1 000 6,8 — 1 500
2ФВ-5 в 2 40 50 600 5,6 2 200 1 100
• 800 7,5 3 000 1 500
2ФВ-6.5 в 2 50 65 600 12 5 000 2 500
800 16 6 500 3 200
1 000 20 8 000 4 000
2ФУ-10 УП 2 80 100 500 38 15 000 7 500
720 54 20 000 10 000
960 72 30 000 14 000
4ФУ-10 УП 4 80 100 720 108 40 000 20 000
960 145 60 000 30 000
2ФВ-19 вп 2 140 190 480 720 228 342 -100000 150 000 50 000 75 000
4ФУ-19 УП 4 140 190 480 456 200 000 100 ООО '
720 684 300 000 150 000
2ФВ-35 вп 2 250 350 360 1 038 450 000 225 000
480 1 385 600000 300000
Таблица 5-15
Технические характеристики эжекторных холодильных машин,
изготовляемых заводом „Компрессор**
Марка 'маши- ны 1 Техническая характеристика Общий вес, кг Габаритные размеры, мм Тип конденсатора
холодо- производи- тельность, ккал/ч темпе- ратура испа- рения, °C давление рабочего пара, ат макси- мальная темпера- тура охлаж- дающей воды, °C длина шири- на высота
5Э 300 000 5 6,5 28 4 000 3 560 3 400 2 800 Поверхностный
7Э 360 000 8 6,5—8 21 3 400 3 200 1 620 2 750
вэ 600 000 8 6,5—8 21 4 800 4 700 1620 2 750 9
ПЭ 1 000 000 13 1,0 38 5 400 3 500 2 600 5 900 Смешивающий
12Э 2 000000 9 6,5 30 16 500 6 000 2 700 4 600 Поверхностный
276
'Таблица Мё
Аммиачные кожухотрубчатые испарители завода ^Компрессор" (рис. 5-29)
г Техническая характеристика Условное обозначение испарителя
32-ИКТ | 40-ИКТ 62-ИКТ 90-ИКт но-икт 140-ИКТ 180-ИКТ 250-ИКТ зоо-икт 420-ИКТ 50-ИКТ
Поверхность охлаждения, м2 ... . Диаметр корпуса, мм ........ Толщина стенки, мм ........ Габариты, мм: длина высота ширина Число труб Число ходов рассола Емкость межтрубного пространства, м2 Вес аппарата, кг .......... 32 500 8 4 520 1 345 820 144 8 0,5 1790 40 600 8 4 580 1 445 895 216 8 0,53 1 960 65 600 8 5 580 1 445 895 216 8 0,88 2 920 90 800 8 4 670 1800 1 145 386 8 1,14 4 150 НО 800 8 5 670 1 800 1 315 386 8 1,58 4 900 140 1 000 10 4 800 2 120 1 315 614 8 2,1 6 440 180 1 000 10 5 800 2 120 1 315 614 8 2,64 7 700 250 1200 ' 12 5 920 2 470 Г550 ‘870 4 4,5 10910 300 1 200 12 6 920 2 470 1 550 870 4 5,4 12710 420 1 400 14 7 025 2860 11840 1 226 4 5,54 18 290 50 600 8 4 580 1 445 895 216 8 0,7 2 400
277
Таблица 5-17
Техническая характеристика Поверхность охлаждения, м2 . . Диаметр корпуса, мм Толщина стенки, мм Габариты, мм: длина высота ширина Диаметр горшка, мм Число труб Число ходов воды Емкость межтрубного простран- ства, м2 Вес аппарата, кг ....... Кожухотрубчатые конденсаторы завода „Компрессор41 (рис. 5-30) ’ ” Условное обозначение конденсатора
20-КТГ 20 500 8 2 900 1 065 620 25 144 8 . 0,32 1 225 25-КТГ . 25 500 8 3400 1065 620 245 144 8 0,39 1 395 32-КТГ 32 500 8 4 400 1 065 620 245 144 8 0,52 1 735 40-КТГ | 40 600 8 3 520 1 255 720 245 216 8 0,53 1780 50-КТГ ] 65-КТГ 50 65 600 600 8 8 14 520 ^5 520 1 255 720 720 245 245 216 . 216 8 8 0,7 0,88 2 240 2 730 | 90-КТГ 90 800 8 4 670 1 615 930 ’325 386 8 1,26 2815 | 110-КТГ ПО 800 8 5 670 1615 930 325 386 8 1,58 4 580 140-КТГ 140 1 000 10 4 760 2120 1 150 325 614 8 2,0 6 100 180-КТГ 180 1 000 10 5 760 2 120 1 150 325 614 8 2,5 7 340 250-КТГ 250 1 200 12 5 860 2 395 1 350 325 870 8 3,5 10 420 300-КТГ 300 1 200 12 6 860 2 395 1 35^ 325 870 8 4,1 12210
Таблица 5-18
Вертикально-трубные аммиачные испарители завода „Компрессор"
Условное обозначение Поверх- ность теплооб- мена, Л® Размер бака, мм Мощность электро- двигателя мешалки, кет Вес испари- теля, кг
длина ширина высота
20-ИА 20 3 200 790 1 350 1 1 730
30-ИА 30 3 200 790 1 350 1 2 190
40-ИА 40 3 480 1 040 1 350 1 2 786
60-ИА 60 4 800 1 040 1 350 1 3 820
90-ИА 90 4 800 1 595 1 350 1,7 5 365
120-ИА 120 5 800 1 595 1 350 1,7 6 475
160-ИА 160 5 800 2 145 1 350 1,7 8 645
200-ИА 200 5 800 2 675 1 360 1,7 10515
240-ИА 240 6 200 2 090 2 050 1,7 11 935
320-ИА 320 6 200 2 800 2 050 2,8 16215
Таблица 5-1&
Аммиачные противоточные переохладители завода „Компрессор" (рис. 5-31)
Условное обозна- чение Поверх- ность теплооб- мена, Л* Коли- чество секций Коли- чество труб в секции Диаметры штуцеров, мм Габаритные размеры, мм Вес, кг
аммиач- ных водя- ных длина ширина высота
5-ПП 4,86 1 10 32 32 5 200 134 1 250 481
6-ПП 5,85 1 12 32 32 5 200 134 1 380 565
8-ПП 7,8 1 16 32 32 5 200 134 1 690 730
12-ПП 11,7 2 12 40 50 5 200 307 1 700 1 ПО
16-ПП 15,6 2 16 50 50 5 200 307 2010 1 450
Таблица 5-20-
Значение коэффициента теплопередачи k, ккал/м2ч-град,
и тепловых нагрузок q, ккал/м2-ч, в аппаратах холодильных установок
Тип аппарата k <? = АД#ср Примечание
А. Конденсаторы аммиачные Погружной 150—250 800—1 000
Противоточный „труба в трубе“ ‘ Кожухотрубчатый Орошаемые трубы горизон- тальные, вход пара сверху, конденсата — снизу Орошаемые трубы горизонталь- ные, вход пара снизу, отбор конденсата по пути Б. Испарители аммиачные 800—1 000 600—900 200—250 700—900 4 000—5 000 3 300—5 000 1 000—1 200 3 500—5 000 । Д^ср = 4ч-6* С
Погружной (змеевик) 200—250 1 000—1 300 Естественная циркуляция*
С циркуляцией 450—550 2 500—3 000 Скорость рассола ш=0,6 м/сек
Кожухотрубчатый одноходовой 300—350 1 600—1 800 Скорость рассола w 1 м/сек
Кожухотрубчатый многоходо- вой 350—400 1 800—2 200 Скорость рассола w =5= 2 м/сек
278
ПРИЛОЖЕНИЕ П-1
Физические параметры для сухого воздуха при В = 760 мм рт. ст.
[Л. И]
t, °C p, кг)м3 cp, ккал/кг- град 1-102, ккал/м-ч-град а-102, м?[ч р.-10\ кг-сек/м2 v-106, м2/сек Pr
—50 1,584 0,242 1,75 4,57 1,49 9,23 0,728
—40 1,515 0,242 1,82 4,96 1,55 10,04 0,728
—30 1,453 0,242 1,89 5,37 1,60 10,80 0,723
—20 1,395 0,241 1,96 5,83 1,65 12,79 0,716
—10 1,342 0,241 2,03 6,28 1,70 12,43 0,712
0 1,293 0,240 2,10 6,77 1,75 13,28 0,707
10 1,247 0,240 2,16 7,22 1,80 14,16 0, /05
20 1,205 0,240 2,23 7,71 1,85 15,06 0,703
30 1,165 0,240 2,30 8,23 1,90 16,00 0,701
40 1,128 0,240 2,37 8,75 1,95 16,96 0,699
50 1,093 0,240 2,43 9,26 2,00 17,95 0,698
60 1,060 0,240 2,49 9,79 2,05 18,97 0,696
70 1,029 0,241 2,55 10,28 2,10 20,02 0,694
80 1,000 0,241 2,62 10,87 2,15 21,09 0,692
90 .0,972 0,241 2,69 11,48 2,19 22,10 0,690
100 0,946 0,241 2,76 12,11 2,23 23,13 0,688
120 0,898 0,241 2,87 13,26 2,33 25,45 0,686
140 0,854 0,242 3,00 14,52 2,42 27,80 0,684
160 0,815 0,243 3,13 15,80 2,50 30,09 0,682
180 0,779 0,244 3,25 17,10 2,58 32,49 0,681
200 0,746 0,245 3,38 18,49 2,65 34,85 0,680
250 0,674 0,248 3,67 21,96 2,79 40,61 0,677
300 0,615 0,250 3,96 25,76 3,03 48,33 0,674
350 0,566 0,253 4,22 29,47 3,20 55,46 0,676
400 0,524 0,255 4,48 33,52 3,37 63,09 0,678
500 0,456 0,261 4,94 41,51 3,69 79,38 0,687
600 0,404 0,266 5,35 49,78 3,99 96,89 0,699
700 0,362 0,271 5,77 58,82 4,26 115,4 0,706
800 0,329 0,276 6,17 67,95 4,52 134,8 0,713
900 0,301 0,280 6,56 77,84 4,76 155,1 0,717
1 000 0,277 0,283 6,94 88,53 5,00 177,1 0,719
1 100 0,257 0,286 7,31 99,45 5,22 199,3 0,722
1 200 0,239 0,289 7,87 113,94 5,45 223,7 0,724
ПРИЛОЖЕНИЕ П-2
Физические параметры дымовых газов при В — 760 мм рт. ст.,
/?COj = 0,13 am; — am; pNj = 0,76 am [Л. 10]
t, °C p, кг/м3 Cp, ккал/кг-град 1-102, ккал/м-ч-град а-102, м2[ч P--106, кг-сек/м2 v-10®, лР/сеяс Рг
0 1,295 0,249 1,96 6,08 1,609 12,20 0,72
100 0,950 0,255 2,69 11,10 2,079 21,54 0,69
200 0,748 0,262 3,45 17,60 2,497 32,80 0,67
300 0,617 0,208 4,16 25,16 2,878 45,81 0,65
400 0,525 0,275 4,90 33,94 3,230 60,38 0,64
500 0,457 0,283 5,64 43,61 3,553 76,30 0,63
600 0,405 0,290 6,38 54,32 3,860 93,61 0,62
700 0,363 0,296 7,11 66,17 4,148 112,1 0,61
800 0,3295 0,302 7,87 79,09 4,422 131,8 0,60
900 0,301 0,308 8,61 92,87 4,680 152,5 0,59
1000 0,275 0,312 9,37 109,21 4,930 174,3 0,58
I 100 0,257 0,316 10,10 124,37 5,169 197,1 0,57
1 200 0,240 0,320 10,85 141,27 5,402 221,0 0,56
279
ПРИЛОЖЕНИЕ П-&
Физические параметры воды на линии насыщения [Л. 12]
t, °C р, ат Р. кг/ма ккал [кг ср, ккал/кгХ "Х.град Ы02, ккал/м-чх Хград а-104, л2/ч Р-108, кгХ Хсек/м? v 106, м*!сек Р-104, \)град а-104, кг/м Рг
0 1,03 999,9 0 1,006 47,4 4,71 182,3 1,789 —0,63 77,1 13,67
10 1,03 999,7 10,04 1,001 49,4 4,94 133,1 1,306 4-0,70 75,6 9,52
20 1,03 998,2 20,04 0,999 51,5 5,16 102,4 1,006 1,82 74,1 7,02
30 1,03 995,7 30,02 0,997 53,1 5,35 81,7 0,805 3,21 72,6 5,42
40 1,03 992,2 40,01 0,997 54,5 5,51 66,6 0,659 3,87 71,0 4,31
50 1,03 998,1 49,99 0,997 55,7 5,65 56,0 0,556 4,49 69,0 3,54
60 1,03 983,2 59,98 0,998 56,7 5,78 47,9 0,478 5,11 67,5 2,98
70 1,03 977,8 69,98 1,000 57,4 5,87 41,4 0,415 5,70 65,6 2,55
80 1,03 971,8 80,00 1,002 5$,0 5,96 36,2 0,365 6,32 63,8 2,21
90 1,03 965,3 90,04 1,005 58,5 6,03 32,1 0,326 6,95 61,9 1,95
100 1,03 958,4 100,10 1,008 58,7 6,08 28,8 0,295 7,52 60,0 1,75
ПО 1,46 951,0 110,19 1,011 58,9 6,13 26,4 0,272 8,08 58,0 1,60-
120 2,03 943,1 120,3 1,015 59,0 6,16 24,2 0,252 8,64 55,9 1,47
130 2,75 934,8 130,5 1,019 59,0 6,19 22,2 0,233 9,19 53,9 1,36
140 3,69 926,1 140,7 1,024 58,9 6,21 20,3 0,217 9,72 51,7 1,26
150 4,85 917,0 151,0 1,030 58,8 6,22 19,0 0,203 10,3 49,6 1,17
160 6,30 907,4 161,3 1,038 58,7 6,23 17,7 0,191 10,7 47,5 1,10
170 8,08 897,3 171,8 1,046 58,4 6,22 16,6 0,181 п,з 45,2 1,05
180 10,23 886,9 182,3 1,055 58,0 6,20 15,6 0,173 11,9 43,1 1,00
190 12,80 876,0 192,9 1,065 57,6 6,17 14,7 0,165 12,6 40,8 0,96
200 15,86 863,0 203,6 1,076 57,0 6,14 13,9 0,158 13,3 38,4 0,98
210 19,46 852,8 214,4 1,088 56,3 6,07 13,3 0,153 14,1 36,1 0,91
220 23,66 840,3 225,4 1,102 55,5 5,99 12,7 0,148 14,8 33,8 0,80
230 28,53 827,3 236,5 1,118 54,8 5,92 12,2 0,145 15,9 31,6 0,88
240 34,14 813,6 247,8 1,136 54,0 5,84 11,7 0,141 16> 29,1 0,87
250 40,56 799,0 259,3 1,157 53,1 5,74 П.2 0,137 18,1 26,7 0,86
260 47,87 784,0 271,1 1,182 52,0 5,61 10,8 0,135 19,7 24,2 0,87
270 56,14 767,9 283,1 1,211 50,7 5,45 10,4 0,133 21,6 21,9 0,88
280 65,46 750,7 295,4 1,249 49,4 5,27 10,0 0,131 23,7 19,5 0,90
290 75,92 732,3 308,1 1,310 48,0 5,00 9,6 0,129 26,2 17,2 0,93
300 87,61 712,5 321,2 1,370 46,4 4,75 9,3 0,128 29,2 14,7 0,97
310 100,64 691,1 334,9 1,450 45,0 4,49 9,0 0,128 32,9 12,3 1,08
320 115,12 667,1 349,2 1,570 43,5 4,15 8,7 0,128 38,2 10,0 1,11
330 131,18 640,2 364,5 1,73 41,6 3,76 8,3 0,127 43,3 7,82 1,22
340 148,96 610,1 380,9 1,95 39,3 3,30 7,9 1,127 53,4 5,78 1,39
350 168,63 574,4 399,2 2,27 37,0 2,84 7,4 0,126 66,8 3,89 1,60
360 190,42 528,0 420,7 3,34 34,0 1,93 6,8 0,126 109 2,06 2,35
370 214,68 450,5 452,0 9,63' 29,0 0,66 5,8 0,126 264 0,48 6,7^
ПРИЛОЖЕНИЕ П-4
Значение предельных параметров пара для выбора группы
конденсатоотводчиков
Группа кон- деи сатоотвод- чиков Максимальное давление, ат Максимальная температура, °C Максимальный перепад давле- ний, ат Примечание
I 13 300 0,25 с золотниковым затвором
II 32 300 0,10
II 100 300 0,10 С шиберным затвором
III 13 300 0,15
IV 0,05—0,9 170 0,05
IV 0,9—7,0 170 0,05
280
ПРИЛОЖЕНИЕ П-5
Максимальная пропускная спосо5ность подпорных штй5 типа ЗИС
(рис. 1-33, а), кг/ч
Диаметр отвер- стия сопла, мм Перепад давлений пара, ат
1,0 1.5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0
0,5 27,5 62,1 НО 146 210 285 374 473 582
1,0 38,7 87,8 156 226 226 403 529 669 824
1,5 47,4 107 189 250 374 491 642 812 1 000
2,0 55,2 124 210 280 420 573 747 948 1 169
2,5 61,4 138,5 245 339 469 638 833 1 054 1 305
3,0 67,4 152 270 357 515 700 915 1 156 1 432
3,5 72,8 164 290 386 557 755 990 1 251 1 545
4,0 77,8 175 310 413 593 808 1 058 1 338 1 650
4,5 82,7 186 331 439 629 858 1 120 1 410 1 752
5,0 87,2 196 348 462 667 905 1 180 1 495 1 842
ПРИЛОЖЕНИЕ П-6
Максимальная производительность кояденсатоотводчиков Главармалита
с закрытым поплавком (рис. 1-33, б), кг/ч
Проходной диаметр, мм Перепад давлений, ат
12 15 18 20 25
19 340 400 440 465 500
25 340 400 440 465 500
32 780 900 1 000 1 050 1 100
38 1080 1 240 1 350 1 425 1 400
50 1800 2 100 2 300 2 450 2 500
ПРИЛОЖЕНИЕ П-7
Максимальная производительность поплавкового конденсатоотводчика
с двойным клапаном типа 4544бр (рис. 1,33, ж) при давлении пара перед
конденсатоотводчиком 10 ат и р2 — 0
Номер конденсатоотводчика 00 0 1 2 3 4
Условный проход, мм . . . 15 20 25 30 40 50
Диаметр прохода клапана, мм ........... 3 4 ' 5 6 8 10
«Максимальная производи- тельность, л/ч 800 1600 3000 4500 ‘7 000 ЮООО
ПРИЛОЖЕНИЕ П-8
Максимальная производительность
конденсатоотводчика с опрокинутым поплав ком
типи 4549бк (рис. 1-33, а), л/ч
Перепад давлений пара, ат Условный проход dy, мм
20 25 32 40 50
п 3600 ЮООО 18 000
2 1 5 9
А 2 200 6 300 12 300
2 6 10
А 1 500 4400 10000
О 3 7 11
о 1200 3100 7 200
о 1 8 12
Примечание. В знаменателе дроби указаны номера конденсато-
отводчиков.
281
ПРИЛОЖЕНИЕ П-9
Максимальная производительность конденсатоотводчиков с открытым
поплавком и простым клапаном типа К5В (рис. 1-33, г), л)ч
Перепад дав- лений пара, ат Условный проход dv, мм
13 15 20 25 32 40 50 60
13 280 500 900 1 300 2100 2 900 5 300 8 700
8 330 615 1 100 1 600 2 600 3 550 6 300 10 000
3 330 740 1 320 2 060 3490 5 270 8 250 12 850
ПРИЛОЖЕНИЕ П-10
Стандарты на фланцевые соединения и теплотехническую арматуру
для трубопроводов и аппаратов
№ ГОСТ
1234-54
1235-54
1240-54
1245-52
1255-54
1260-56
1265-56
1268-54
1272-54
6971-54
6973-54
5761-51
5360-50
6681-53
3326-53
4066-48
5762-51
3706-51
5335-50
Наименование
Присоединительные размеры для фланцев арматуры соединительных частей
и трубопроводов
Фланцы чугунные литые для условных давлений ру = 2,5—25 ат
Фланцы стальные литые для условных давлений ру = 16—200 ат
Фланцы с шейкой на резьбе для условных давлений ру=2,5—16 ат
Фланцы плоские приварные для условных давлений ру = 2,5—16 ат
Фланцы приварные встык для условных давлений ру = 2,5—200 ат
Фланцы свободные с буртом для условных давлений ру=40—100 ат
Фланцы свободные на приварном кольце для условных давлений ру=2,5—
25 ат
Фланцы свободные на обортованной трубе для условных давлений ру =
= 2,5—6 ат
Фланцы типа шип-паз для условных давлений ру — 2,5—100 ат
Заглушки фланцевые
Вентили литые и кованые из углеродистой и легированной стали
Вентили запорные из ковкого чугуна
Вентили запорные из серого чугуна на условное давление ру = 10—16 ат
Вентили и клапаны обратные
Вентили запорные и клапаны обратные, муфтовые из ковкого чугуна на
условное давление ру — 10—16 ат
Задвижки стальные и чугунные
Задвижки фланцевые
Клапаны предохранительные рычажно-грузовые чугунные на условное- дав-
ление ру = 16 ат
ПРИЛОЖЕНИЕ П-h
Насосы для перекачки нефтепродуктов с температурой от 200 до 400° С
Тип насоса Произво- дитель- ность, м*/ч Полный напор, м вод.ст. Число оборотов, об/мин Рекомен- дуемая мощность двигателя, кет Плотность перекачи- ваемой жидкости, л/дм* Габаритные размеры, мм Вес, кг
длина ширина высота
4НГК-5Х1 30 56 2 950 25 0,7 1 206 620 482 285
4НГ-5Х2 40 108 2 950 25—35 0,7 1 372 610 495 358
5НГК-5Х1 70 90 2 950 25—35 0,7 1 236 620 542 320
5НГ-5Х4 80 345 2 950 90 0,7 2 040 950 906 1 960
5НГ-5Х2 80 180 2 950 50 0,7 1 405 610 590 484
6НГК-6Х1 100 115 2 950 50 0,7 1 025 600 565 519
6НГ-7Х2 120 180 2 950 95 0,7 1360 640 705 704
6НГ-ЮХ4 125—150 280 2950 160 0,75 2 265 106 1 050 3 053
ГЦ-20/14 150 140 1 450 75 0,75 1 775 950 1005 1600
8НГД-6Х1 110—160 100—90 2 950 90 —- 1 302 655 580 490
8НГД-9ХЗ 290 270 2 950 300 0,8 2 530 1000 1 165 6 063
282
ПРИЛОЖЕНИЕ П-12
Насосы для перекачки кислот
Тип насоса Произво- дитель- ность, мъ[ч Полный напор, м вод. ст. Число оборотов, об [мин Рекомендуемая мощность двигателей, кет Габаритные размеры, мм Вес, кг
длина ширина высота
KH3-3/23 5—19 15,5—10,3 1 450 2,8—4,5 765 430 470 134
КНЗ-З/25 15—20 18—11,8 1 450 2,8—5,5 765 430 470 134
KH3-5/23 15—29 12—9 1 450 2,8—4,5 758 430 470 145
КНЗ-5/25 18—32 13,5—10,3 1 450 2,8—5,5 768 430 470 145
КНЗ-6/27 26—65 20,5—11,5 1 450 7—11,4 765 465 535 172
KH3-6/30 30—70 24,5—15,5 1 450 10—16 765 465 535 172
KH3-8/32 45—110 24—15 1 450 14—21,5 875 570 650 225
KH3-8/35 50—120 30—19,5 1 450 20—29 875 570 650 225
КНЗ-10/35 90—234 29,2—17 1 450 28—40 935 570 600 240
ЭХМ-20/28 100—250 18—10 1 450 20 985 590 615 365
ЭХМ-20/35 100—250 26/20 1 450 40 985 590 615 370
ЭХМ-15 18 14 1 460 3 980 443 443 370
ЭХ-30/60 30 60 2 930 16 780 480 —. 239
ЦКН-25 25 — 1 400 4,5 1 250 510 415 185
НКВ-1 35 80 1 450 15 2 800 600 — 645
ЦМ-50/25 50 25 1 470 10,4 930 605 450 307
ЦМ-75/105 75 45 1 460 24 1 106 745 550 624
ЭЧ-10/35 90 30 1 500 29 1 000 720 730 556
ЭХ-10/35 90 30 1 450 29 1 055 485 530 350
4НСКХ2 130 170 2 950 100 1 055 485 530 350
4НВКХ2 130 170 2 950 100 1 055 485 530 420
4НСКХ4 130 340 2 950 200 1 260 485 530 500
ЦМ-140/60 140 60 1 430 53 мам* 1020
НЭК-180 180 13 1 450 15 1 010 470 550 300
ПРИЛОЖЕНИЕ П-13
Основные
данные по центробежным вентиляторам
Тип (серия) Число лопастей или лопаток Макси- мальное давление, кгс[м* Допускае- мая ок- ружная скорость колеса, м/сек Схема испол- нения Номер вентилятора Положение кожуха
Ц9-57 32 200 42 I 3,4 Л, ВЛ, В, ВП,
(ЦАГИ) п, нп
СТД-57 II 3, 4, 5, 6, 8 т, вл, в, вп,
п, н
СТД-57 III 16 л, в, п
СТД-57 IV 5, 6, 8 л, вл, в, вп,
п, нп
Ц9-55 32 200 42 II 8 л, вл, в, вп,
п, нп
Ц9-55 II 10, 12 л, в, п, л, вл,
в, вп, п, нп
Ц9-55 32 280 50 II 4, 5, 6, 8, 10 л, вл, в, вп,
п, нп
ЭВР От 22 до 44 130 40 I 3, 4, 5, 6 л, в, п
ВР От 22 до 44 180 40 II 3, 4, 5, 6 л, в, п
ВРН 12 100 50 II 8, 10, 12, 14, 16 л, в, п
ВРС 36 220 40 II 8, 10, 12 л, вл, в
ЦП7-40 6 350 70 II 5, 6, 8 пв, п, нп
Примечания: 1. Центробежные вентиляторы ЦП7-40 разработаны институтом ВНЙИСТО взамен
пылевых вентиляторов типа ВПР. Они предназначаются для перемещения древесной стружки, песка,
зерна, абразивной и металлической пыли, хлопка и т. п.
2. Цифры в графе «Положение кожуха" обозначают: направление вращения ротора вентилятора со
стороны шкива (см. [Л. 50, стр. 251]).
283
ПРИЛОЖЕНИЕ П-14
Конструктивные размеры циклонов НИИОГАЗ серии ЦН-15 мм (рис. 4-28)
D Д d di d» н Л» tig hg Й4 А. а Б Б, 1 S Вес, кг
ПО 820 60 40 105 492 200 232 60 212 32 66 20 29 90 2 3,7
150 1 190 90 60 155 720 300 345 75 297 48 99 30 41 ПО 2 7,5
200 1 560 120 60 160 918 400 458 60 354 48 132 40 52 120 2 12,5
250 1930 150 75 180 1 149 500 574 75 444 60 165 50 65 150 3 22,3
300 2 300 180 90 210 Г377 600 687 90 531 72 198 60 78 180 3 37,0
350 2 670 210 105 250 1 605 700 800 105 618 84 231 70 91 210 3 49,0
400 3 040 240 120 280 1 833 800 913 120 705 96 264 80 104 240 3 65,2
450 3410 270 135 310 2 061 900 1 026 135 792 108 297 90 117 270 3 82,3
500 3 780 300 150 325 2 289 1 000 1 139 150 879 120 330 100 130 300 3 100,7
550 4 150 330 165 350 2 520 1 000 1 255 165 972 132 363 НО 143 330 5 197,0
600 4 520 360 180 365 2 750 1 200 1 370 180 1 060 144 396 120 156 360 5 231,0
650 4 890 390 195 400 2 980 1 300 1 485 195 1 146 156 429 130 169 390 5 275,0
700 5 260 420 210 410 3 210 1 400 1 600 210 1 235 168 462 140 182 420 5 320,0
750 5 630 450 225 450 3 435 1 500 1710 225 1 320 180 495 150 195 450 5 354,0
800 6 000 480 240 470 3 665 1 600 1 825 240 1 405 192 528 168 208 480 5 412,4
Примечания: 1. Для D, d и <Ц даны внутренние размеры.
2. Рабочие чертежи циклонов типа ЦН-15 разработаны институтом Гипрогазоочистка, см. серию ЦН, ч. III, вып 1952 г
3. ТИП I =- выпуск воздуха через улитку, тип II — через трубу вверх, тиц III — через отвод сбоку.
ПРИЛОЖЕНИЕ П-15
Таблица для подбора электродвигателей серии А
Мощность, квт Число оборотов, об/мин Тип Вес, кг Габаритные размеры, мм Мощность, квт Число оборотов, об/мин Тип Вес, кг Габаритные размеры, мм
а б в а б в
0,6 1 410 А-31-4 17,0 373 200 250 2,8 1 420 А-42-4 42,0 384 282 302
0,6 1 410 АЛ-31-4 12,0 273 188 214 2,8 1 420 АЛ-42-4 29,5 384 235 260
0,6 1 410 АО-31-4 21,0 300 200 235 2,8 950 АО-51-6 80,0 482 376 380
0,6 1 410 АОЛ-31-4 12,5 300 196 220 2,8 950 АОЛ-51-6 49,5 480 347 365
0,6 2 860 АО-31-2 21,0 300 200 235 2,8 1 420 АО-42-4 45,0 415 282 286
0,6 2 860 АОЛ-31-2 12,5 300 196 220 2,8 1 420 АОЛ-42-4 31,0 415 245 268
1.0 930 А-41-6 34,0 344 282 302 2,8 2 870 А-41-2 34,0 344 282 302
1,0 930 АЛ-41-6 21,5 344 235 260 2,8 2 870 АЛ-41-2 23,0 344 235 260
1,0 930 АО-41-6 37,0 375 282 286 2,8 2 870 АО-42-2 45,0 415 282 286
1,0 930 АОЛ-41-6 23,0 375 245 268 2,8 2 870 АОЛ-42-2 31,5 415 245 268
1,0 1 410 А-32-4 24,0 309 200 250 4,5 730 А-61-8 125 562 460 500
1,0 1 410 АЛ-32-4 16,0 309 188 214 4,5 735 АО-62-8 165 635 475 381
1 > о 1 410 АО-32-4 27,0 335 200 235 4,5 950 А-52-6 91,0 491 378 405
1,0 1 410 АОЛ-32-4 16,5 336 196 220 4,5 950 АЛ-52-6 63,0 491 318 352
1,0 2 850 А-31-2 17,0 373 200 250 4,5 950 АО-52-6 100 532 376 380
1,0 2 850 АЛ-31-2 12,0 273 188 214 4,5 950 АОЛ-52-6 65,5 530 347 365
1,0 2 850 АО-31-2 27,0 335 200 235 4,5 1 440 А-51-4 70,0 441 378 405
1,0 2 850 АОЛ-31-2 16,5 336 196 220 4,5 1 440 АЛ-51-4 48,0 441 318 352
1,7 930 А-42-6 42,0 384 282 302 4,5 1 440 АО-51-4 80,0 482 376 380
1,7 930 АЛ-42-6 29,0 384 235 260 4,5 1 440 АОЛ-51-4 50,5 480 347 365 •
1,7 930 АО-42-6 45,0 415 282 286 4,5 2 870 А-42-2 42,0 384 282 302
1,7 930 АОЛ-42-6 30,5 415 245 268 4,5 2 870 АЛ-42-2 30,5 384 235 260
1,7 1 420 А-41-4 34,0 344 282 302 4,5 2 900 АО-51-2 84,0 482 376 360
1,7 1 420 АЛ-41-4 22,0 344 235 260 4,5 2 900 АОЛ-51-2 52,0 480 374 365
1,7 1 420 АО-41-4 37,0 375 282 286 7,0 730 А-62-8 140 562 460 500
1,7 1 420 АОЛ-41-4 23,5 375 245 268 7,0 735 АО-63-8 180 635 475 381
1,7 1,7 2 850 А-32-2 24,0 309 200 250 7,0 970 АОА-61-6 125 562 460 500
2 850 АЛ-32-2 16,0 309 188 214 7,0 980 АО-62-6 165 635 475 381
1,7 2 850 АО-41-2 37,0 375 282 286 7,0 1 440 А-52-4 91,0 491 378 405
1,7 2850 АОЛ-41-2 24,0 375 245 268 7,0 1 440 АЛ-52-4 64,5 491 318 352
2,8 950 А-51-6 70,0 441 318 405 7,0 1 440 АО-52-4 100 532 376 380
Продолжение пралож. П-15
Мощность, кет Число оборотов, Об/MUH Тип Вес, кг Габаритные размеры, мм Мощность, кет Число оборотов, об/мин Тип Вес, кг Габаритные размеры, мм
а б в а б в
2,8 950 АЛ-51-6 47,0 441 318 352 7,0 1 440 АОЛ-52-4 67,0 530 347 365
7,0 2890 А-51-2 70,0 441 378 405 28,0 980 АО-82-6 495 955 660 665
7,0 2 890 АЛ-51-2 50,0 441 318 352 28,0 1 450 А-72-4 230 665 530 580
7,0 2900 АО-52-2 100 532 376 380 28,0 1 460 АО-73-4 310 750 548 555
7,0 2 900 АОЛ-52-2 68 530 347 365 28,0 2 930 А-71-2 210 665 530 580
Ю.О 730 А-71-8 205 665 580 580 28,0 2 940 АО-73-2 310 750 548 555 •
10,0 735 АО-72-8 280 750 548 555 40,0 730 А-51-8 590 970 740 792
10,0 970 А-62-6 140 562 460 506 40,0 735 АО-93-8 805 1 090 745 770
10,0 980 АО-63-6 180 635 475 481 40,0 975 А-82-6 400 860 640 675
10,0 1 450 А-61-4 125 562 460 500 40,0 980 АО-83-6 555 955 650 665
10,0 1 460 АО-62-4 165 635 475 481 40,0 1 460 А-81-4 360 860 640 675
10,0 2890 А-52-2 91,0 491 378 405 40,0 1 470 АО-82-4 495 955 650 665
10,0 2 890 АЛ-52-2 66,0 491 318 352 40,0 2 930 А-72-2 235 685 530 480
10,0 2 930 АО-62-2 170 635 475 481 40,0 2 950 А-82-2 500 875 640 675
14,0 730 А-72-8 230 665 530 580 55,0 730 А-92-8 665 970 740 792
14,0 735 АО-73-8 310 750 548 555 55,0 735 АО-94-8 890 1 090 745 770
14,0 970 А-71-6 205 665 530 580 55,0 980 А-91-6 590 970 740 792
14,0 980 АО-72-6 280 750 548 555 55,0 985 АО-93-6 805 1 090 745 770
14,0 1 450 А-62-4 140 562 460 500 55,0 1 460 А-82-4 400 860 640 675
14,0 1 460 АО-63-4 180 635 475 481 55,0 1 470 АО-83-4 555 955 650 665
14,0 2 920 А-61-2 130 562 460 500 55,0 2 930 А-81-2 370 860 640 675
14,0 2930 АО-63-2 190 635 475 481 55,0 2 950 АО-83-2 560 955 650 665
20,0 730 А-81-8 360 860 640 675 75,0 980 А-92-6 665 970 740 792
20,0 735 АО-82-8 495 955 650 665 75,0 985 АО-94-6 890 1 090 745 770
20,0 970 А-72-6 230 665 530 580 75,0 1 460 А-91-4 590 9 70 740 792
20,0 980 АО-73-6 310 750 548 555 75,0 1 470 АО-93-4 805 1 090 745 770
20,0 1 450 А-71-4 205 665 530 580 75,0 2 930 А-82-2 415 875 640 675
20,0 1 460 АО-72-4 280 750 548 555 75,0 2 960 АО-93-2 820 1 090 745 770
20,0 2920 А-61-2 145 562 460 500 100 1 460 А-92-4 665 970 740 792
20'0 2 940 АО-72-2 280 750 548 555 100 1 470 АО-94-4 890 1 090 745 770
28,0 730 А-82-8 400 860 640 675 100 2 950 А-91-2 605 1 005 740 792
28,0 735 АО-83-8 555 955 650 665 100 2 960 АО-94-2 905 1 090 745 770
28',0 975 А-81-6 360 860 640 675 125 2 950 А-92-2 685 1 005 740 792
287
сл4»ьос4оос4со — сх>с*5ьо—*ndcooj—• — w
CD — СП СП ►— CD 4O1NJ4(O444O>CJ14
WWNMMWtOWtOtOWWWA^WMNCntJSWbOW
CDCOCOND4»OCO — OCD4- — 00C400CDO4»CT>ND ND 4*- NO
4*- C4 — I — ЬЭ W •— ►— CD — NO NO CD 4*- ND
СП о —* 00 4» w СО СП 4*- -4 4» СП
q M _ to — (О Ю и- — спн- ND — — ND
4» CD о ND to CD 00 CD — 4 CO OS o w w to no — w
totowtoMtotowrotototo-i nd nd nd — tototototototototo — totototoootototoi ND ND — ND —
W^m^AWCDWOO - W 00 CO I W Ct ''I CO — — — W О 4* - - ^OW^WW - ND СП 4* I О OS 03 'J W
O) ^03 4* +- СЛ - NDW4*-4*-NDW4^4*-NDND4» 4» 4*- W I W4*-ND4*-W4»4-4*-CnCnNDWWWCDW — 4*-W4*-
4»CDCD00O — 4»0D4*-NDOW00CH00Cn-4Cn — W W I 4*--4OCDCDCDCnWOCDCDCDCDO00 —.«**-
4» CT> CD — CO CO 00 - 04*w--0000000 CO 00 О Ct - CO 00 О 00 CD 4» ND CO 4» СЛ ND 00 CD NO 00 О
3? 37, 38, W 35, W 4» CD ND 4» »—* 34, 4» CD 38, 33, co 00 CO CD CO CO 00 co 35, 35, 33, 32, 39, 32, 34, 36, CO л I 37, 34, 35, 39, CO cn 37, CO У1 I CO 36, 32, co ND CD
CD cn ND CD CD 4» — CD CD CD co 00 CD CD CO 4» CD H—• CD 4» 4» CD 00 cn CD 4» 4» 00 -J о 4» CD *>] CD CD 00
1 1 1 1 1 1 + 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 ~*F 1 1 1
ND 4 ND ►—» CD — CD ►—к CD CD ND ►—* co NO ND t—* CD | -4 >—- CD >—* ND ND СП CD — 4» oo 03 ►—к oo
W - ND СП CD СП ►—к •» - СП CD •* - 4» CD CD - 1 M oo NO СП w — -4 co CD ND <4 ND *4 CO СП 4 co «a CD
M w -4 • w —* co CD w «« t—‘ CD - w CD - «4 w 00 ►— »• w w CD «4 *4 «4 «1 a 00 M 00 w «4 4^ cn »a
cn 4- CD CD 4*. ND co ND CD СЛ 00 00 NO co 1—* —* -4 CD co ND NO 4 -4 Ca >—
к-* t—i ND t—* to to NO t—* to to »—* »— co NO —* ►—* ►—* 1—* >—‘ 1—* 1—* ►—к t—I ND »—* ND ND L NO Nn — -
CD 00 ® I CD 4 4» СЛ 4» co co -° 1 CD NO CO CO 00 00 > 1 4) CO oo co CD 1 CD -4 00 СП CD CD ° 1 CD CD cn ND CD
CD M CD 4» 00 CD 00 ND I—* -4 СП »—* CD CD -4 CD CD СП СП co ND CO ND CD ND CO CD 4» СП CD 00 CO co k—* ND
ND ND —
4» NO CD
О NO CD
— ND — ND — — ND
CD—* CO CD CO - 4 4* —
00Q0-4Q0ND4»4^00 —
О 00 00 NO
Й - - 4
t— NO — — — NO —
CO CO 00 4» CD — CO I
4» CD >— CD W CO 00 I
— NO — NO
CD W I CD — I
4» 4s- I W СП I
NO CD -4 -4 I
О W 4 - I
— NO — NO
00 CD C4 CD —
CO NO NO — СЛ
Наименование пункта
для отопления Расчетная темпе- ратура, °C
в зимнее время для вен- тиляции
в летнее время
минимальная Абсолютная температура, °C
максимальная
самого холодного месяца Средняя температура, °C
самого жаркого месяца
Средняя годовая темпе- ратура, "С
Средняя температура отопительного сезона, •с
Продолжительность отопительного сезона (число дней)
Ы
s
3
w
H
о
fcl
о
4
s
Л
№
n
?!
w
ia
ЛИТЕРАТУРА К ПЕРВОЙ ЧАСТИ
1. АльшульА. Д., Гидравлические потери на трение в трубопроводах, Госэнер-
гоиздат, 1963.
2. Андреев В. А., Теплообменные аппараты для вязких жидкостей, Госэнерго-
издат, 1961.
3. Антикайн П. А., Аронович М. С., Бакластов А. М. и др., Рекупера-
тивные теплообменные аппараты, Госэнергоиздат, 1962.
4. Антуфьев В. М., Эффективность различных форм конвективных поверхно-
стей нагрева, изд-во «Энергия», 1966.
5. Б а д ы л ь к е с И. С., Данилов Р. А., Абсорбционные холодильные установ-
ки, Пищепромиздат, 1966.
6. Ба г а ту ров С. А., Курс перегонки и ректификации, Гостоптехиздат, 1954.
7. Баренбойм М. А. и др., Тепловые расчеты печей и сушилок силикатной
промышленности, Изд-во литературы по строительству, 1964.
8. Берман С. С., Расчет теплообменных аппаратов турбоустановок, Госэнер-
гоиздат, 1962.
9. Берман С. С., Теплообменные аппараты и конденсационные устройства тур-
боустановок, Машгиз, 1959.
10. В а р г а ф т и к Н. Б., Справочник по теплофизическим свойствам газов и жид-
костей, ГИФМ, 1963.
II. В и хм ан И. Ф. и др. Расчет и конструирование аппаратуры нефтеперераба-
тывающих заводов, изд-во «Недра», 1965.
12. В у к а л о в и ч М. П., Таблицы термодинамических свойств воды и водяного
пара, изд-во «Энергия», 1965.
13. Ганс и др., Пластмассы в аппаратостроении, Изд. Харьковского государ-
ственного университета, 1963.
14. Гельперин Н. И., Выпарные аппараты, Госхимиздат, 1947.
15. Гельперин Н. И., Дистилляция и ректификация, Госхимиздат, 1947.
16. Г и н з б у р г А. С., Сушка пищевых продуктов, Пищепромиздат, 1960.
17. Гордон Г. М., Пейсахов И. Л., Пылеулавливание и очистка газов, Ме-
таллургиздат, 1958.
18. Григорьев В. А. и др., Краткий справочник по теплообменным аппаратам,
Госэнергоиздат, 1962.
19. Далин А. М., Сбор и возврат конденсата, Госхимиздат, '1947.
20. Д о м а ш н е в А. Д., Конструирование и расчет химических аппаратов, Маш-
гиз, 1961.
21. Дьяконов П. И., Огневые, паровые и водяные калориферы для нагревания
воздуха, Стройиздат, 1947.
22. Жаворонков Н. М., Гидравлические основы скрубберного процесса и
теплопередача в скрубберах, изд-во «Советская наука», 1944.
23. Жебровский С. П., Электрофильтры, Госэнергоиздат, 1950.
24. 3 и н о в ь е в И. Е., Технология производства выварочной и иодистой соли,
Пищепромиздат, 1957.
25. Златопольский А. Н., П р у з н е р С. Л., Справочно-нормативные мате-
риалы для студентов ТЭФ и ПТЭФ, Изд.- МЭИ, 1961.
26. 3 л а т о п о л ь с к и й А. Н., Экономика промышленной энергетики, изд-во
«Высшая школа», 1968.
27. Идельчик И. Е., Справочник по гидравлическим сопротивлениям, Госэнер-
гоиздат, 1960.
28. И д е л ь ч и к И. Е., Аэродинамика промышленных аппаратов, изд-во «Энер-
гия», 1964.
29. И о ф ф е В. Р., М и т е л ь м а н И. С., Григорьев Р. В., Оборудование для
заводов химической промышленности, Каталог-справочник, Госхимиздат, 1958.
30. К а л и н у ш к и н М. П., Насосы и вентиляторы, Гос. изд-во по строительству
и архитектуре, 1953.
31. К а р а б и н А. И., Сжигание жидкого топлива в промышленных установках,
изд-во «Металлургия», 1966.
32. К а с а т к и н А. Г., Основные процессы и аппараты химической технологии,
Госхимиздат, 1960.
33. Касаткин А. Г., П л а н о в с к и й А. Н., Чехов О. С., Расчет тарельчатых
ректификационных и абсорбционных аппаратов, Стандартгиз, 1961.
34. Каф аров В. В., Основы массопередачи, изд-во «Высшая школа», 1962.
35. Кейс В. М., Лондон А. Л., Компактные теплообменники, Госэнергоиздат,
1962.
36. Кичигин М. А., Костенко Г. Н., Теплообменные аппараты и выпарные
установки, Госэнергоиздат, 1955.
37. К л и м е н к о А. П., К а н е в е ц Г. Е., Расчет теплообменных аппаратов на
электронных вычислительных машинах, изд-во «Энергия», 1966.
38. Коган В. Б., Фридман В. М., Справочник по равновесию между жидко-
стью и паром в бинарных и многокомпонентных системах, Госхимиздат, 1957.
288
39. Козулин Н. А. и др., Примеры и задачи по курсу оборудования заводов
химической промышленности, изд-во «Машиностроение», 1966.
40. К о л а ч Т. А., Р а д у н Д. В., Выпарные станции, Машгиз, 1962.
41. Комаров Н. С., Справочник холодильщика, Машгиз, 1962.
42. Кочетков Н. Д., Холодильная техника, изд-во «Машиностроение», 1966.
43. Кречетов И. В., Сушка древесины топочными газами, Гослесбумиздат, 1961.
44. Кутателадзе С. С., Боришанский В. М., Справочник по теплопере-
даче, Госэнергоиздат, 1959.
45. Лавров Н. В., Вредные вещества в промышленности, Справочник, части I
и II, Госхимиздат, 1954.
46. Л а щ и н с к и й А. А., Т о л ч и н с к и й А. Р., Основы конструирования и рас-
четы химической аппаратуры, Госэнергоиздат, 1962.
47. Лебедев П. Д., Сушка инфракрасными лучами, Госэнергоиздат, 1955.
48. Лебедев П. Д., Теплообменные сушильные и холодильные установки, изд-во
«Энергия», 1966.
49. Лебедев П. Д., Щукин А. А., Промышленная теплотехника, Госэнергоиз-
дат, 1956.
50. Лебедев П. Д., Расчет и проектирование сушильных установок, Госэнерго-
издат, 1963.
51. Левин Б. И., Шубин Е. П., Теплообменные аппараты системы теплоснаб-
жения, изд-во «Энергия», 1965.
52. Л урье М. Ю., Сушильное дело, Госэнергоиздат, 1948.
53. Лыков А. В., Теория сушки, Госэнергоиздат, 1950.
54. Лыков А. В., Тепло- и массообмен в процессах сушки, Госэнергоиздат, 1956.
55. Лыков М. В., Л е о н ч и к Б. И., Сушка распылением, Химиздат, 1963.
56. М а к а р о в Л. С., И т к и н а Л. С., Промышленные методы обезвоживания
мирабилина, Изд-во АН СССР, 1946.
57. М а р т ы н о в с к и й В. С., Холбдильные машины, Госэнергоиздат, 1950.
58. Мику л ин Г. И., Поляков И. К., Дистилляция в производстве соды, Гос-
химиздат, 1946.
59. Михайлов Н. М., Сушка топлива на электростанциях, Госэнергоиздат, 1958.
60. Ми хеев М. А., Основы теплопередачи, Госэнергоиздат, 1963.
61. Нахратях К. А., СуШка и сушила в промышленности строительной кера-
мики, Гос. изд-во по строительству и архитектуре, 1962.
62. П а в л о в К- Ф. и др., Призеры и задачи по курсу процессов и аппаратов
химической технологии, изд-во «Химия», 1964.
63. Пейч Н. Н., Справочник по сушке древесины, Гослесбумиздат, 1961.
64. П л а н о в с к и й А. Н., Николаев П. И., Процессы и аппараты химической
и нефтехимической технологии, Гостоптбхйздат, 1962, 1967.
65. П л а н о в с к и й А. Н., О р о ч к о Д. И., Лукьянов П. И., Процессы в ки-
пящем слое, изд. ВИНИТИ, 1959.
66. П л а н о в с к и й А. Н., Р а м м В. М., Коган С. 3., Процессы и аппараты хи-
мической технологии, Госхимиздат, 1966.
67. Поз ин и др., Пенные газоочистители, теплообменники и абсорберы, Госхим-
издат, 1959.
68. Пор шн ев И. Н., Автоматические конденсатоотводчики, Госэнергоиздат, 1957.
69. Перцев Л. П. и др., Теплообменная аппаратура для химпроизводств, «Хи-
мическое и нефтяное машиностроение», 1967, № 10.
70. Р а м м В. М., Теплообменные аппараты, Госхимиздат, 1948.
71. Розенфельд Л. М., Ткачев А. Г., Холодильные машины и аппараты,
Госторгиздат, 1960.
72. Розенфельд Л. М. и др., Примеры и расчеты холодильных машин и аппа-
ратов, Госторгиздат, 1960.
73. Р о м а н к о в П. Г., Носков А. А., Сборник расчетных диаграмм по курсу
процессов и аппаратов химической технологии, изд-во «Химия», 1966.
74. Р о м а н к о в П. Г., Р а ш к о в с к а я Н. Б., Сушка во взвешенном состоянии,
изд-во «Химия», 1968.
75. Р о м а н к о в П. Г. (редактор), Руководство к практическим занятиям в лабо-
ратории процессов и аппаратов химической технологии, изд-во «Химия», 1964.
76. РТМ-42-62, Сосуды и аппараты, Нормы и методы расчета на прочность узлов
и деталей, вып. 1, Стандартиздат, 1964.
77. Р ы с и н С. А., Вентиляционные установки машиностроительных заводов, Спра-
вочник, Машгиз, 1963.
78. Сафонов А. П., Сборник задач по тенплофикации и тепловым сетям, изд-во
«Энергия», 1968.
79. Сборник «Фильтры для очистки воздуха», Стройиздат, 1949.
80. С е м е н е н к о Н. А., Вторичные энергоресурсы промышленности, изд-во «Энер-
гия», 1968.
81. Соколов Е. Я. и Зингер Н. М., Струйные аппараты, Госэнергоиздат,
1960.
82. Соколов Е. Я., Бродянский В. М., Энергетические основы трансфор-
мации тепла, изд-во «Энергия», 1968.
19—1243 289
83. Соколов П. В., Проектирование сушильных и нагревательных установок для
древесины, изд-во «Лесная промышленность», 1965.
84. Соловьев Н. В. и др., Основы техники безопасности и противопожарной
техники в химической промышленности, изд-во «Химия», 1966.
85. Справочник химика, т. III, Госхимиздат, 1962, т. V, изд-во «Химия», 1966.
86. Справочная книга теплотехника, изд-во «Энергия», 1968.
87. Сыромятников Н. И. и др., Тепло- и массообмен в кипящем слое, изд-во’
. «Химия», 1967.
88. Теплотехнический справочник, т. 1 и 2, Госэнергоиздат, 1958.
89. У дым а П. Г., Аппараты с погружными горелками, изд-во «Машинострое-
ние», 1965.
90. Факторович Л. М., Теплоизоляционные материалы и конструкции, Гостоп-
техиздат, 1957.
91. Фальковский И. М., Сушка и увлажнение лубоволокнистых материалов^
Гизлегпром, 1954.
92. Федоров И. М., Теория и расчет процесса сушки, Госэнергоиздат, 1955.
93. Филоненкр Г. К-, Лебедев П. Д., Сушильные установки, Госэнергоиз-
дат, 1952.
94. Хижняков С. В., Практические расчеты тепловой изоляции, Госэнергоиздат^
1960.
95. X об л ер Т., Теплопередача и теплообменники, Госхимиздат, 1961.
96. Цнборовский Э. Я., Процессы химической технологии, Госхимиздат, 1958.
97. Членов В. А., Михайлов Н. В., Сушка сыпучих материалов в виброки-
пящем слое, Изд-во литературы по строительству, 1967.
98. Чернобыльский И. И. и др., Машины и аппараты химических произ-
водств, Машгиз, 1961.
99. Ч у к л и н С. Г., Примеры расчетов холодильных установок, изд-во «Пищевая
промышленность», 1964.
100. Ш н е е р с о н Б. Л., Электрическая очистка газов, Металлургиздат, 1950.
101. Шумский К. П. и др., Основы расчета вакуумной сублимационной аппара-
туры, изд-во «Машиностроение», 1967.
102. Шумелишский М. Г., Эжекторные холодильные машины, Госторгиздатг
1961.
103. Энциклопедия, «Машиностроение», т. VIII, XIV.
104. Энциклопедический справочник, Холодильная техника, т. 1, Госторгиздат, 1960.
105. Яблонский П. А., Курсовое проектирование по процессам и аппаратам
химической технологии, Изд. Технологического института им. Ленсовета, 1967.
106. Яка дин А. И., Конденсатное хозяйство промышленных предприятий, Гос-
энергоиздат, 1952.
Атласы, (каталоги, нормали и ценники
1а. Атлас чертежей и химической аппаратуры, вып. 1, Теплообменники, Госхим-
издат, 1950.
2а. Г а л и м з е н о в Ф. Г., Вентиляторы, Атлас конструкций, Машгиз, 1963.
За. Кожухотрубчатые теплообменники общего назначения, каталог НИЙХИМ-
МАШ, 1958.
4а. Каталоги-справочники: «Кожухотрубные теплообменные аппараты», «Аппараты-
с перемешивающимися устройствами», «Колонные аппараты», «Выпарные аппараты»,
«Сушильные аппараты», Цинтихимнефтемаш, 1966.
5а. Колонные аппараты из стали и чугуна, Отраслевые нормали, НИИХИММАШ,
1964.
6а. Каталог холодильного оборудования, Цинтимаш, 1960.
7а. Циклоны НИИОГАЗ, Руководящие указания по проектированию, изготовле-
нию, монтажу, эксплуатации, Госхимиздат, 1956.
8а. Циклоны НИИОГАЗ, Каталог № 22-А института Гипрогазоочистка, Госхим-
издат, 1961.
9а. Батарейные циклоны, Руководящие указания по проектированию, монтажу
и эксплуатации, Госхимиздат, 1955.
10а. Батарейные циклоны (мультициклоны), Каталог № 23-А института Гипрога-
зоочистка, Госхимиздат, 1961.
Па. Нормали на пенные газоочистители, Машгиз, 1960.
12а. Фильтры, Каталог-справочник, Машгиз, 1963.
13а. Нормаль МН 3390-62, Выпарные аппараты — типоразмеры, параметры, Стан-
дартгиз, 1962.
14а. Нормали завода «Прогресс» на сушильные барабаны, 1957.
15а. Прейскуранты оптовых цен: № 15-01 — на электродвигатели; № 23-0,3 — на
химическое оборудование I и II; № 23-0,1 — на насосы; № 14-04-А — на нестандартное-
химическое оборудование.
290
Часть вторая
Глава шестая
ТОПОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА И ОБОРУДОВАНИЕ
ДЛЯ ТОПОК
6-1. ТОПОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА для сушильных установок
Во многих случаях сушильным агентом конвективных сушил явля-
ется газовоздушная смесь, получаемая путем смешения раскаленных
продуктов сгорания с атмосферным воздухом. Доля продуктов сгорания
зависит от температуры смеси, которая нужна для обеспечения процес-
са сушки. Топочное устройство состоит из собственно топки и смеситель-
ного теплообменника (камеры смешения). Принципиальные схемы то-
почных устройств для сушил показаны на рис. 6-1. В качестве топлива
применяют бессернистые или малосернистые топлива: природные и ис-
кусственные газы (без сероводорода), малосернистый мазут, древесину,
торф.
Особо широкое распространение для отопления сушил получает
природный газ, при котором топочное устройство может иметь весьма
простую конструкцию, схематично изображенную на рис. 6-1,а. В этом
случае удается газогорелочное устройство встроить в воздухопровод,
обводя большую часть воздуха мимо горелочного устройства. Расчет
такого устройства приводится в [Л. 2]. Сернистый и высокосернистый
мазуты, бурые и каменцые угли с содержанием серы в рабочей массе
топлива ^0,5% часто непригодны для отопления сушил, так как
сернистые продукты сгорания (H2S, SO3 и SO2) агрессивно воздейству-
ют на обрабатываемый материал, вызывая его порчу (особенно пище-
вых продуктов). При конденсации водяных паров серный ангидрид
SO3 взаимодействует с водой, образуя серную кислоту H2SO4, которая
вызывает коррозию металлических поверхностей и порчу продукта.
Опыты показывают, что при сжигании высркосернистых мазутов кон-
центрация SO3 в дымовых газах определяется не только содержанием
серы в топливе, но и условиями горения топлива. Минимальная кон-
центрация получается при сжигании высокосернистых мазутов с мини-
мальным избытком воздуха, но при полном его сгорании, что достигает-
ся при использовании циклонных горелок или топок с ротационными
форсунками.
Сернистые продукты сгорания вредно воздействуют на обслужива-
ющий персонал, находящийся вблизи сушил, так как помещения загазо-
вываются из-за выбивания газов через неплотности в дверях и других
частях в силу избыточных давлений в сушильных камерах.
На рис. 6-1,6 показана одна из конструктивных схем топки сушиль-
ной установки для малосернистого мазута. Жидкое топливо сжигается
в топочной камере, имеющей цилиндрическую форму. Футеровка имеет
воздушную рубашку для охлаждения кладки, выполненную из стальных
листов. Воздух через рубашку прогоняется с большой скоростью. Про-
*9* , ' 291
дукты сгорания смешиваются с воздухом, подаваемым от вентилятора^
до получения газовоздушной смеси заданной температуры. Топочная ка-
мера и трубопровод для смеси находятся под небольшим давлением.
Если сушильный материал не портится от сернистых газов, то при сжи-
гании сернистого мазута в этом случае как топка, так и сушильная ка-
мера и газоходы должны находиться под разрежением (во избежание
загазования помещений).
Рис 6 1 Принципиальные схемы топочных устройств для сушильных установок
а — при газообразном топливе 1 — вентилятор, 2 — калориферный участок 3 — газовая горелка;.
4 — обводной конус, б — при жидком топливе 1 — топочный объем, 2 — форсунка, 3 — подача вто-
пичного воздуха 4 — воздух для смешения, — подача смеси в сушилку, 6 — от вентилятора высо-
кого давления, 7 — от вентилятора низкого давления, в — при сжигании маз1 та в циклонной топке
1 — топочный объем, 2 — форсунка, 3 — воздух от вентилятора 4 — подача "вторичного воздуха, 5 —
рубашка для воздушного охлаждения, 6 — газсвоздушная смесь к сушилке, г — при сжигании уголь
ного топлива в полумеханической топке 1 — топочный объем, 2 — подача воздуха для горения;
3 — решетка с качающимися колосниками, 4 — питатель для угля 5 — забрасыватель топлива 6 —
привод решетки 7 — воздух от вентилятора, 8 — газовоздушная смесь к пылеотделителю и далее-
в сушилку, 9 — топливе, f0 — шлак
В топках для сжигания мазута чаще всего используются форсунки
низкого давления. Через эти форсунки прогоняется почти весь воздух,
необходимый для горения, участвующий в распылении мазута Воздух
подается к корню факела, что создает благоприятные условия для пол-
ного сгорания топлива. Факел у таких форсунок более короткий (0,5—
1 м), что вдвое меньше, чем у форсунок с механическим распылением.
Стоимость распыления невысокая в силу дешевизны сжатия воздуха по-
средством вентиляторов высокого давления (300—800 мм вод. ст.).
Примером форсунки является конструкция, показанная на рис. 6-4.
Полное сгорание обеспечивается при ротационных форсунках благодаря
особо удачной организации смесеобразования (рис. 6-10). Интенсивное
смесеобразование имеет место в циклонных камерах, что обеспечивается
за счет центробежного эффекта при закручивании воздушного потока и
распыленного мазута (рис. 6-1,в).
Определение топочного объема производится на основании теории ки-
нетики реакций горения [Л.4] или по практическим данным на основании
292
допустимых тепловых напряжений топочного объема qv=BQpJV^, ккал[м3-ч,
где QP — низшая теплота сгорания топлива, ккал^кг', В — часовой расход
топлива, кг/ч, и VT — объем топки, м3.
Тепловые напряжения топочного объема qv для мазутных камерных
топок можно принимать:
для топок сушильных установок i(0,34-l,0) • 106 ккал/м3 • ч (верхнее
значение относится к воздушным форсункам низкого давления);
для высокотемпературных печей (0,354-1,5) • 106 ккал!м3-ч (верхнее
значение для топок, оборудованных ротационными форсунками);
для циклонных камер (5,5-4-i10) • 106 ккал!м3 • ч.
В топках сушильных установок мазут можно сжигать с повышен-
ными избытками воздуха, поскольку в дальнейшем в смесительной ча-
сти топки продукты сгорания сме-
шиваются с воздухом до получе-
ния необходимой температуры га-
зовоздушной смеси. Однако очень
большие избытки воздуха (так
же как и нехватка его) вызывают
неполное сгорание, а при сжига-
нии сернистых мазутов — боль-
шое содержание агрессивного SO3.
Сжигание твердого топлива
производят в механизированных
или полумеханизированных топ-
ках (рис. 6-1 ,г), описанных в 1[Л. 1].
При использовании серни-
стых топлив, если сушильный про-
дукт портится от продуктов сго-
рания серы, прибегают к нагреву
воздуха в теплообменниках реку-
перативного или регенеративного
типа, наличие которых усложняет
и удорожает установку.
На рис. 6-2 показан регене-
ративный теплообменник с сыпу-
чим твердым теплоносителем
(сеяный кварцевый песок и т. п.).
продукты сгора-
ния, полученные в топке, нагре-
вают в верхней камере циклонного
типа промежуточный теплоноси-
тель, который падает навстречу
потоку газов. Интенсивный тепло-
обмен в «падающем слое» обес-
печивает быстрый нагрев тепло-
носителя. В нижней циклонной
камере горячий падающий промежуточный теплоноситель продувается
воздухом, который быстро нагревается и используется в сушильной
камере.
На схеме видно, что тепло газов, отходящих от верхней камеры,
используется в экономайзере для нагрева воды. Остывший промежуточ-
ный теплоноситель возвращается наверх механическим или пневмати-
ческим транспортом.
При использовании сернистых топлив можно в качестве промежу-
точного теплоносителя использовать высокотемпературные органические
теплоносители (ВОТ) — чаще всего дёфинильную смесь, имеющую тем-
пературу кипения 258° С при 760 мм рт. ст.
Рис. 6-2. Принципиальная схема топочного
устройства для сушил при высокосерни-
стом мазуте с подогревом воздуха в цик-
лонно-регенеративном теплообменнике.
/ — топка; 2 — циклон, 3 — центральная труба
для подогрева падающей насадки; 4 — сухой пы-
леотделитель; 5 — водяной экономайзер; 6 — отвод
газов в атмосферу; 7 — возврат части отработан-
ных газов; 8 — циркуляционный вентилятор; 9 —
сопло для подачи обратных газов, 10 — подача
воздуха в сушило; 11 и 12 — циклонный теплооб-
менник для нагрева воздуха за счет тепла па-
дающей насадки; 13 — пылеотделитель; 14 — по-
дача горячего агента в сушильную камеру; 15 —
сушильная камера.
293
Нагрев дефинильной смеси или получение ее насыщенного пара
осуществляется в специальных котлах для ВОТ. При таком способе
можно нагревать воздух в рекуперативных теплообменниках до 180—
220° С. В случае сушки в условиях невысоких температур используется
наиболее простой теплоноситель — водяной пар или перегретая вода
(при повышенном давлении).
Пример 6-1. Топка для получения газовоздушной смеси при сжигании
малосернйстого мазута
Задание. Для сушильной установки разработать конструкцию то-
почного устройства для получения газовоздушной смеси с температурой
/=200° С. Топливо — мазут малосернистый марки 100. Расход мазута
В=200 кг/ч. Произвести выбор форсунки, пользуясь пособием [Л. 4].
Литература: (Л. 1, 4, 5].
Выбор конструкции топочного устройства (смесительного воздухо-
подогревателя). Выбираем способ сжигания малосернистого мазута при
помощи форсунки низкого давления, описание которой и расчет приве-
Рис. 6-3. Эскиз топочного устройства для сушил при
малосернистом мазуте.
1 — топочная камера; 2 — футеровка огнеупорная; 3 — фор-
сунка; 4 — подача воздуха в охлаждающую рубашку, 5 —
подача воздуха для смешения; 6 — труба для отвода про-
дуктов сгорания при растопке и при выключении отопления
сушильной камеры; 7 — заслонка шиберного типа; 8 — от
вентилятора низкого давления; 9 — от вентилятора высокого
давления.
дены в [Л. 4]. Преимуществами таких форсунок являются: хорошее сме-
сеобразование, обеспечивающее устойчивое сжигание топлива в малом
объеме топочного пространства; пониженные требования к подогреву
мазута, его фильтрации и к давлению для подачи в форсунку; невысо-
кий расход энергии на распыление и дутье. Выбираем конструкцию то-
почного устройства, показанную на рис. 6-3. Топка имеет цилиндриче-
скую форму и изнутри профутерована огнеупорным кирпичом высокой
огнеупорности на «ребро» (толщина футеровки 125 мм). Топка имеет
рубашку (выполненную путем сварки стальных листов), через которую
прогоняется воздух, охлаждающий футеровку. Этот воздух, подогрев-
шись, перемешивается с раскаленными топочными газами, снижая их
температуру. Другая часть воздуха вдувается в смесительную часть то-
почного устройства для получения газовоздушной смеси необходимой
температуры. Топка имеет дымовую трубу для растопки и оборудована
контрольно-измерительной аппаратурой и автоматическим регулирова-
нием. Снаружи горячие металлические поверхности покрыты слоем изо-
ляции.
Расчет топки. Малосернистый мазут марки 100 имеет следующую
характеристику: вязкость условную при 80° С не более 15,5° ВУ, темпе-
294
ратуру вспышки не менее 110° С. Температуру застывания для мазута
из высокопарафинистых нефтей не выше 42° С, низшую теплоту сгора-
ния Qp=9 310 ккал) кг, плотность при 20° С не более р=1015 кг!м\
Состав рабочей массы:
Ср = 85,3%; Н«= 10,2%; О®+№ = 0,7; S’<0,5; Др = 0,3•/<>;Г«=370.
Низшая теплота сгорания топлива Q’ = 9310 ккал/кг.
Объем теоретически необходимого сухого воздуха [Л. 1,5]:
и0=0,0889 (СЧ 0,375 S’)+0,265 HP — 0,0333 Op =
= 0,0889(85,3 + 0,375-0,5 + 0,265-10,2 — 0,0333-0,5 = 10,28 мГ/кг.
Теоретический объем азота
= 0,79 у° + 0,8 = 0,79-10,28 + 0,8 =8,12 м*/кг -
Объем сухих трехатомных газов
+Oa = 0,01866(CP + 0,375S’) = 0,01866(85,3 + 0,375-0,5) = !’6 м*1кг-
Теоретический объем водяных паров, если принимать влагосодержа-
ние воздуха dQ= 10 г/кг сухого воздуха,
°нао = °, 111 НР + 0,0124 ГР + 0,0161 и0 =
= 0,111-10,2 + 0,0124-3,0 + 0,0161 -10,28 = 1,36 м5/кг.
При коэффициенте избытка воздуха ат=1,5 (для топок сушильных
установок принимается повышенный избыток воздуха; для печных и
котельных топок такой избыток недопустим).
Объем водяных паров
Ов п = у" 0 + 0,0161 (ат — 1 )у° = 1,32 + 0,0161 (1,5 — 1) -10,15 = 1,36 м9/кг.
Объем дымовых газов
°г = 0ГО, + ‘Ч + »в „ + («т— 1)»° =
= 1,64-8,12+ 1,36 + 0,5-10,28= 16,22 л’/кг.
Калориметрическая температура сгорания определяется из тепло-
вого баланса:
где Q’ — низшая теплота сгорания топлива; /в — энтальпия воздуха; ZT —
энтальпия топлива (мазута); vr — объем газов (продуктов сгорания);
гг— средняя объемная теплоемкость; tK — калориметрическая темпера-
тура сгорания.
Отсюда
или
f <£4-44-4,
ГЯОя ССОа + ^Na cNa + ^.пСж.п + (“г 0 V°Ca
295
У нас
IB = v°a1cBtB = 1,5-10,28-0,31-30 = 143,3 ккал!кг
(температура воздуха принята равной 30° С);
где ст— теплоемкость мазута; принимая tr=100°C, имеем:
= 0,415 + 0,0006Ц = 0,415 4-0,0006-100 = 0,475 ккал]кг• град-,
/, = 0,475-100^=47,5 ккал]кг.
Предварительно оцениваем tK = 1 500° С и соответственно этой темпера-
туре берем значения теплоемкостей [Л.5].
Тогда
9 310 4- 143,3 4-47,5 _ 9 500 icrnop
—1,6-0,5578 4-8,12.0,3449 4- 1,36.0,4425 4-0,5-10,28-0,3492 6,125 1
После корректирования находим t^= 1 530° С.,
Теоретическая температура сгорания не будет отличаться от кало-
риметрической из-за малой диссоциации СОг и Н2О.
Действительная температура сгорания с учетом потерь в окружаю-
щую среду, оцениваемых коэффициентом т}о.с = 0,98, и с учетом прямой
отдачи (излучение вдоль трубопровода) коэффициентом 0=0,15 (с по-
следующей проверкой):
гд = гт71о С(1 — о)= 1 530-0,98(1 —0,15)= 1 270° С.
Объем топочного пространства определим по величине его теплово-
го напряжения, величина которого для воздушных форсунок низкого
давления составляет:
BQ»
qv= ——=(0,5-ь 1,5)- 10е, ккал]м?-ч,
где VT — объем топочного пространства, м3.
Принимаем qv — 1 • 10е ккал/м^-ч., тогда
,7 200-9 310 , ос 3
VT = —---------= 1,86 м\
Длина факела в таких топках обычно не превышает 0,5— 1,0 м.
Примем отношение длины активной части топки к диаметру равным
-^- = 1,5, тогда
п 3/ 3 Г 4-1,86 .
£’ = 1/ 7^Г = 1/ 3,14.1.5 •:=1’17 М'
* \ J F
‘ £=1,17-1,5=1,75 м.
Площадь поперечного сечения топки
с тс£>2 3,14.1,172 t ,
Г = ~=----------л----= 1,07 м2.
Максимальная форсировка поперечного сечения
—j—= -j 07— =1,86-10® ккал]
что согласуется с опытными данными.
Охлаждающая рубашка по существу представляет собой радиаци-
онный рекуператор и рассчитывается по той же методике. Теплоотдача
296
от газов к футеровке осуществляется в основном лучистым путем, и ко-
эффициент теплоотдачи от газов к внутренней поверхности рассчитыва-
ется по методике, аналогичной примеру 6-6. Для нашего случая ai =
= 200 ккал/м2-ч-град, а коэффициент теплоотдачи конвекцией к возду-
ху, проходящему через концентрическую щель рубашки (при средней
скорости его 40 м/сек) (ctS'=60 ккал/м2 -ч-град. Расчет си и «2 Для крат-
кости опускается.
Термическое сопротивление при переходе от газов к футеровке ма-
ло и составляет:
R1==—= 0,005 м2-ч-град/ккал.
Термическое сопротивление слоя шамотного кирпича
7?а=4н-=-’1^ —0,107 м2-ч-град/ккал.
Здесь 6ш=0,125 — толщина футеровки, м\ — коэффициент тепло-
проводности шамотного кирпича; Хш=0,72-|-5 • 10-4 £Ср=0,72-|-5 • 10-4Х
Х900=1,17 ккал/м- ч-град, где /Ср— средняя температура слоя, ^Ср—
= 900° С.
Термическое сопротивление при переходе от кладки к поверхности
рубашки
7?3 « 2 - -^- = 2- ~|q- = 0,033 м2-ч-град {ккал.
Термическое сопротивление слоя эластичной изоляции (термическим
сопротивлением металлических листов пренебрегаем)
Т?4 = -ф^= -1°^° =0,025 м2-ч-град/ккал.
Здесь Хиз — коэффициент теплопроводности эластичной изоляции; Хиз~
«0,2.
Термическое сопротивление при переходе от изоляционного слоя к
наружному воздуху Т?5 = ——=-4-= 0,125 (по графику). Общее термичес-
ао с о
кое сопротивление
= 0,005 4- 0,107 4- 0,033 4- 0,025 4- 0,125=0,295.
Отсюда видно, что термическим сопротивлением от газов к футе-
ровке можно было пренебречь.
Тепловой поток через футеровку
q = -=1 Х30 = 4220 ккал!м2• ч
или через всю поверхность Q=^F=4200*6,42=26800 ккал/ч, что со-
ставляет ~ 1,5% от общего расхода тепла.
Неучтенный приток тепла компенсируется потерями тепла.
Количество воздуха для восприятия этого тепла должно быть (при
нагреве его от 30 до 200° С):
v 26 800 ..
о.з! (200—зо) 300 М I*1-
Скорость воздуха должна быть выбрана такой, чтобы теплоотдача
горячей поверхностью рубашки воздуху обеспечивала необходимый те-
плоотвод.
297
Количество добавочного воздуха для получения смеси с заданной
температурой определяется путем составления теплового баланса сме-
шения, составленного на единицу количества топлива:
Он'Чт+А + —Лм-
Здесь QP — низшая теплота сгорания топлива; tjt — к. п. д. топочного
устройства; /т — энтальпия топлива; /в— энтальпия воздуха, поступив-
шего в топочную камеру на сгорание топлива и в смеситель для разбав-
ления продуктов горения:
/в=у0 а (с° t° -4- -ант— с° , ккал!кг,
где d0— влагосодержание воздуха при t°, °C, г/м3 сухого воздуха; а —
коэффициент избытка воздуха после смесителя; с°в и с'в — средние тепло-
емкости воздуха при температурах f и °C (соответственно).
, Энтальпия газовоздушной смеси
Icvi-СО. ^nXn, 4“ V° (а 1) С'в + ^Ун»О 4" °°а 804 ) С в-п
где c’QQj c'Na; с'в.п — средние теплоемкости газов и водяного пара при
/°C; t\ — температура газовоздушной смеси, °C; 804 — плотность водя-
ных паров при нормальных условиях, г/ж3.
Подставляя в уравнение значение энтальпий, получим коэффициент
избытка воздуха после смешения:
__ @н 4~ (Pro/'cO, ~Ь PNac/Na 4~ РНдО^Д-Д °°СУ1)
f0 свМ gQ4 (c'b.u^i cB.i/o) j
или приближенно
Qh^t + ст^т — (PROaC,COa 4“ рНаОС,в.п 0,21v°cVi)
а~~ а°Свл.в(*1-М
где свлв— средняя теплоемкость влажного воздуха (берется из табл. 3-1
[Л. 5]).’
Подставляя конкретные значения величин и принимая т]т=0,96 и
значения средних теплоемкостей при ^ = 200° С, находим:
__ 9 310.0,96 47,5 —(1,6.0,4269 4- 1,36.0,3636 — 0,21.10.28-0,3104)200 _.q
а 10,28-0,3181 (200 — 30)
Часовое количество добавочного воздуха для смешения, подаваемо-
го от вентилятора низкого давления:
V™6 = Bv° (а — ат) = 200 • 10,28 (15,9 — 1,5) = 29 650 м3/ч.
Часовое количество воздуха для сгорания, подаваемого от вентиля-
тора высокого давления:
V™ = Bv°aT = 200 • 10,28 • 1,5 = 3 090
Из этого количества через форсунку подается количество воздуха,
соответствующее <х = 1:
уфорс = Вуо = 200.10,28 = 2 060 м3/ч.
Остальной воздух нагнетается через регистр как вторичный воздух
® количестве
увтор = 3 090 _ 2 060 = 1 030 м3/ч.
в 1
298
/
Кроме того, согласно предыдущему, через рубашку для охлажде-
ния подается 500 м3/ч. Таким образом, всего от вентилятора высокого
давления подается
Увент = 2 060 + 500 = 2 560 м*/ч.
Аэродинамический расчет выполняют по обычной методике, поль-
зуясь [Л. 19].
Выбор форсунки. Выбираем воздушную форсунку низкого давления
Карабина ФК-VII. Согласно табл. 25 [Л. 4] требуется форсунка с раз-
мером входного воздушного патрубка Z)=8". Производительность В =
= 200 кг/ч достигается при давлении воздуха 500 мм вод. ст.
Рис. 6-4. Форсунка низкого давления Карабина ФК-УП.
1 — рукоятка регулирования расхода мазута; 2 — гайка нажимная; 3 — кольцо упорнее; 4 — винт
ходовой; 5 — кольцо сальниковое; 6 — набивка: 7 — гайка ходовая; 8 — ниппель; 9 — фланец; 10 —
игла; II—сопло; 12— золотник; 13— корпус; 14— крышка; 15 — тяга; 16 — планка указателя; 17—•
рукоятка регулирования расхода воздуха.
Конструкция форсунки показана на рис. 6-4. Регулирование расхо-
да мазута и воздуха выполняется путем изменения выходных сечений,
что дает возможность эффективно использовать напор воздуха и мазу-
та в процессе регулирования, так как скорость остается неизменной.
Регулирование расхода воздуха осуществляется передвижением золот-
ника 12 посредством тяг 15 и винтового механизма; мазут регулируется
иглой с конусным прорезом.
299
Пример 6-2. Устройство для подогрева воздуха путем смешения
с продуктами сгорания природного газа (горелка, встроенная
в воздухопровод) j
Задание. Разработать конструкцию воздухоподогревателя с газо-
вой горелкой, встроенной в воздухопровод, для сушильной установки.
Количество смеси при нормальных условиях Усм^ЛбООО м31ч, избыточ-
ное давление газа перед горелкой рг=0,18 ат, температура воздуха на
входе /“=25° С, температура смеси на выходе /см=|200°С. Топливо —
природный газ Ставропольского месторождения.
Литература: [Л. 1, 2, 5, 6].
Выбор конструкции. Наиболее компактной конструкцией подогре-
вателя технологического воздуха путем добавки горячих топочных газов
Рис 6-5 Эскиз топочного устройства для сушил
при газообразном топливе (природном газе)
1 — стенка диска или лонуса фронтового устройства, 2 —
диффузионный факел, 3 — газовая форсунка
при использовании природ-
ного газа является устрой-
ство с горелкой, встроенной
в воздухопровод [Л. 2, стр.
304]. Воздух, необходимый
для горения, поступает че-
рез отверстия, расположен-
ные по радиусам конуса 1
(рис. 6-5) с определенным
шагом вдоль образующей
конуса, а газ вводится через
отверстия на конце газовой
трубки 3.
Струя вытекающего га-
за образует элементарный
факел вдоль затененного
сектора между рядами воз-
душных отверстий. Т аким
образом создается зона го-
рения в плоскости фронта
горения. Интенсификация
горения обеспечивается
дроблением общего факела
на систему радиальных фа-
келов, что увеличивает сум-
марную поверхность фронта
пламени, а также хорошим смесеобразованием, обусловленным высокой
турбулентностью в вихревых затененных зонах, достигаемой интенсивной
рециркуляцией за плохо обтекаемым жестким телом. Факелы получаются
такими, как при горении гомогенной смеси, имеют малую длину; горе-
ние протекает без сажеобразования и химического недожога. В. А. Хри-
стич и Г. Н. Любчик показали, что факелы в таком устройстве облада-
ют саморегулируемостью в пропорционировании смеси, и при изменении
расхода газа автоматически изменяется расход воздуха, принимающего
участие в горении.
Таким образом, сжигание диффузионных газовых струй в рецирку-
ляционных зонах создает устройство, удачно использующее положитель-
ные стороны как диффузионного, так и кинетического принципов го-
рения. При больших конечных избытках воздуха, т. е. при небольших
температурах смеси, часть воздуха пропускается в обход горелки через
кольцевую щель между горелкой и трубопроводом, как показано на
рис. 6-1,а.
Расчет горелочного устройства Состав сухого природного газа
Ставропольского месторождения в объемных процентах* СН4 = 98,7%,
С2Н6 = 0,33%, С3Н8=О,12°/о, C4Hi0=0,04%, СО2=0,1%, С5Н12=
300
— 0,01 ®/o, N2 = O,7°/o. Низшая теплота сгорания газа = 8 500 ккал/м?
Теоретическое количество воздуха, необходимое для сгорания:
v° = 0,0476 (2 СН4 + 3,5 С2Нв + 5 С3Н8 + 6,5 С4Н10 + 8 С6Н12) =
= 0,0476(2-98,7+ 3,5-0,33 + 5-0,12 + 6,5-0,04 + 8-0,01) = 9,5 м3/м3.
Теоретический объем продуктов сгорания:
а) сухих трехатомных газов
uROa = 0,01 (СО2 + СН4 + 2 С2Нв + 3 С3Н8 + 4 С4Н10 + 5 С5Н12) =
= 0,1 (0,1 + 98,7 + 0,66 + 0,36+0,16 + 0,05) = 1,0 м3/м3-
б) азота
<1 = 0,79О» + ^-=0,79-9,5 + -^- = 7,51 м’/м’;
в) водяных паров
<о = 0,01 (2 СН4 + 3 ОД + 4 ОД + 5 ОД0 + 6 ОД2) + 0,124rfr 4-
4-0,0161 и° = 0,01 (2-98,7 4-3-0,33 4-4-0,124-5-0,04 4~ 6-0,01)4-
. -4-0,0161-9,5 = 2,14 м31м3.
Определим коэффициент избытка после подмешивания к воздуху
горячих продуктов сгорания до температуры смеси Zi=200° С. Восполь-
зуемся формулой
__ + ст^т (uRO2c,CO2 4“ иН2Ос,в.п 0,21w°C,B) t !
^°Свл.в (^1 Л>)
8 500.0,96+ 11 —(1.0,4269 + 2,14-0,3636—0,21-9,5-0,3104).200 ____о
9,5.0,3181 (200— 10)
Расход топлива найдется из уравнения теплового баланса смесителя:
см^см^см*
откуда
R — ^смСем^см __________________________16 000.0,321.200_______________
D + с t уоаСвл / — 8 500-0,96 + 0,37.30 + 2,5-13,3-0,3181-10
= 119 м3/ч = 0,0321 м3[сек,
где /°=Ю° С — начальная температура воздуха; т]т = 0,96 — к. п. д. сме-
сительного устройства; сСм= 0,321 ккал]м3 • град — средняя теплоемкость
смеси (берется по табл. 3-1 [Л. 5]).
Количество воздуха, поступающего к горелке:
У'в=В2и°ат== 119-9,5-1,1 = 1 246 м3!ч, или 0,318 M3jceK.
Скорость истечения газа из отверстий определим по формуле
/2-9,81 273 / 2-9,81-1800 273 __1ОГ-к
тг —0,96 р/ 0 73 • 318 195,5 м[сек.
Здесь рог — плотность газа, рог=0,73 кг/ж3; pi—коэффициент расхода,
gi = 0,96; Нт — избыточное давление газа перед соплами, Яг=
= 1 800 мм вод. ст.-, Тг — температура газа при истечении, Тг=45 +
+273 = 318° К.
301
Скорость истечения воздуха, поступающего к горелке через отвер-
стия:
/2-9,817/, 273* Л п, Г 2-9,81-100 273 Q. _ , ,
——-В.^-=°,94|/ —------------31g- =34,7 м'сек.
Суммарное сечение всех газовых отверстий
Берем 16 отверстий, площадь сечения каждого
-10~4 =0,1 • 10~4 м\
или
d=lO-2i/o,l =0,36-10“2 лг2 = 3,6 лш.
0,1^
Суммарное сечение всех воздушных отверстий
fB=-^=0,0092 лга = 92-10-4 мг.
Намечаем образующие на поверхности усеченного конуса в количе-
стве 16 шт. по 10 отверстий для воздуха на каждой, итого 16X10=160
отверстий. Площадь каждого отверстия и диаметр соответственно:
/в =—160“ = 0,575-10-4 м2, <ZB=10-2 у 0,'575з4г = 0,85-10-2 м.
Принимаем скорость смеси в трубопроводе аусм=15 м]сек, тогда его
диаметр можно найти из уравнения
ЗбОО^^^Уе,273^,
откуда после подстановки находим .0 = 0,8 м. Диаметр горелки прини-
маем Ог=0,7 м, диаметр газовой трубы 80 мм.
Конструкция должна удовлетворять универсальной зависимости, вы-
веденной В. А. Христичем и Г. Н. Любчиком [Л. 2, стр. 304]:
где /ф—дальнобойность элементарного факела вдоль сектора, /с—длина
перфорированного сектора. Величина /ф определяется из уравнения
Здесь dr — диаметр газового сопла; sB — радиальный шаг между воз-
350
душными отверстиями, sB=p^- = 21 мм\ Вс—ширина перфорированного
сектора (средняя), Вс=3,14‘||40 —66,5 мм, где 340 мм—средний диа-
метр; рг и wr— плотность и скорость истечения газа; рв и —то же
воздушных струй.
Подставляя выбранные размеры, получаем:
I* лл fi । n m <21’°>21/66’5>0'4 < °-73'i95-5 A0>4V 195»52 V0’12 ио л
3^=40 р4-0,01 1,293.34,7 ) (' 9,81 -0,036 ) =42-6’
откуда /ф=3,6-42,6= 158 лслс<240 мм (у нас Zc=240 мм).
302
Следовательно, вышеприведенное условие соблюдено. Проверим
длину турбулентной газовой струи, на протяжении которой струя при-
соединит количество воздуха, необходимое для полного сгорания:
I ^0,86 a j 000
S- + h5)0,(
0,127 м = 127 мм,
где Q%__35 160 кдж/м\ т. е. подвод воздуха к элементарной струе впол-
не обеспечивается.
Распределение воздуха производится при помощи круглой заслон-
ки. изменяющей размер обходного сечения. При этом должно быть вы-
держано условие
w'b .... w"2 Е' /w'W2
% ~2g Рв ~2g рв или 1" *
Здесь ш'в’= 34,7 м1сек — скорость воздуха в отверстиях; — отношение
коэффициентов сопротивления в сетке и в обводе.
Если считать уг 1,2, [то скорость воздуха]) в обводе w'^ = w'# X
X = 34,7 |Z"1,2=38,4 м!сек. Сечение обвода
Ub=^-(0’~
=-• ^(0,8‘-38,4= 15000^о1’1'9,5 = 4,17 м?/сек.
/ 4 17-4
Отсюда Z)r=y 0,64— 38*4.3714 = О»7 м-
6-2. ТОПОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА ДЛЯ ПЕЧЕЙ
В высокотемпературных печах с температурой рабочего простран-
ства 1 200—1 300° С и более, как правило, не делают особых выносных
топок, а сжигают топливо в самом рабочем пространстве. При сжига-
нии газа или жидкого топлива факел приближают к нагреваемому ма-
териалу (шихте или всякого рода изделиям). Таким образом, у них то-
почным объемом является само рабочее пространство. Твердое топливо
в печах также сжигается в непосредственной близости от нагреваемого
материала. Так, в шахтных печах каменноугольный кокс загружается
слоями, чередуясь с шихтой. В отдельных случаях в свободном рабочем
пространстве той или иной печи требуется создать светящийся факел.
При сжигании природного газа для этого устраивают самокарбюрацию
факела или сжигают газ совместно с мазутом. В нагревательных, об-
жиговых и прочих высокотемпературных печах чаще всего не требуется
светящегося факела. Это дает возможность организовать предваритель-
ное смешение топлива с воздухом и осуществлять сжигание его с мини-
мальным избытком воздуха. Такой способ обогрева печей является наи-
’ более экономичным.
В печах с невысокой температурой рабочего пространства (менее
900—1 000° С) нельзя развить устойчивого горения в самом рабочем
пространстве и одновременно выдержать требуемые режим и равномер-
ность нагрева изделий. В таких случаях устраивают выносные топки,
позволяющие устойчиво сжигать топливо и вводить топочные газы в ра-
бочее пространство печи равномерно, соблюдая необходимый режим
303
нагрева. Выносными топками оборудуются печи для термической обра-
ботки металла (отжиг, нормализация, цементация, закалка, отпуск) и
другие печи с невысокой температурой тепловой обработки. В таких
печах устойчивого горения газообразного топлива можно достичь также
путем организации горения смеси газа с воздухом во множестве элемен-
тарных факелов, равномерно распределенных в рабочем пространстве
(принцип кухонной «духовки»). В этом случае применяются атмосфер-
ные горелки с длинными трубами (до 2—3 ж), в которых смесь распре-
деляется между множеством выходных отверстий; вторичный воздух по-
ступает к факелам из атмосферы печи. Так, например, работают газо-
вые хлебопекарные и кондитерские печи с температурой рабочего про-
странства 200—400° С.
В последнее время газообразное топливо в условиях невысоких тем-
ператур (800—850° С) и при теоретическом расходе воздуха, т. е. при
а=1, сжигают в топках в «кипящем» слое промежуточного мелкозерни-
стого теплоносителя, состоящего из зерен шамота, корунда, карборунда
и других материалов 0 0,5—2 мм. Одновременно в таком «кипящем»
слое нагреваются детали, подвергающиеся термообработке [Л. 7].
Об интенсивности гомогенного сгорания приближенно можно судить
по величине теплового напряжения топочного объема
п —
где В — часовой расход топлива; Q* — низшая теплота сгорания топлива
VT — объем топочного пространства.
Тепловое напряжение топочного пространства является неточной
характеристикой интенсивности топочного процесса, так как оно зави-
сит от многих факторов: природы топлива, механизма смесеобразова-
ния, температурных условий, величины подогрева воздуха (и вообще
смеси), организации факела, его размеров и мощности.
В котельных камерных топках ^ = 0,2ч-0,25 Гкал/м^-ч и достигает
только при инжекционных бесфакельных газовых горелках значения
0,75 Гкал/м3 • ч. Промышленные печи имеют в силу технологических осо-
бенностей большие свободные объемы, и тепловые напряжения в них
также относительно невелики: в мартеновских печах, работающих на
мазуте и природном газе, </г = 0,2—0,3 Гкал]м3-ч, в нагревательных пе-
чах ^=0,3—1,0 Гкал/мР-ч (0,35—1,2 Мвт^м3). Скорость гомогенного го-
рения газообразного или жидкого топлива обратно пропорциональна
времени пребывания газов в топке, которое составляет:
V- 0,34.106
, сек.
в q*
3600 а- 273
Здесь vr — количество продуктов сгорания единицы количества топлива;
— абсолютная температура топочного пространства (средняя), °К. •
Так, если ^г=1*106 ккал/мР-ч, то время пребывания будет равно
т~0,§4 сек. Почти все это время расходуется на процесс смесеобразова-
ния, так как собственно реакции сгорания занимают незначительное
время, несоизмеримо меньшее вычисленного.
Наибольшее тепловое напряжение объема при кинетическом сгора-
нии горючей смеси при сжигании природного газа составляет [Л. 6]:
М^м>-
Здесь ин—скорость нормального горения. Для природного газа без по-
догрева смеси И1н=0,365 м)сек\ при подогреве смеси M2h=Mih(7’2/7'i)2>
304
г. е. сильно возрастает; d— начальный диаметр струи смеси (устья го-
релки), м; а — коэффициент избытка воздуха.
Так, например, при а= 1 и d=0,05 м имеем:
икс = 6,8-0 365^ х
• v и, (Jo '
Практически в топках, оборудованных кинетическими горелками,.
qv =14-3 Мвт/м2. При диффузионном сгорании природного газа тепло-
вое напряжение топочного объема [Л. 6] составляет:
9““=0,21 , квт/м‘.
Здесь w — скорость истечения газа, м!сек\ d — диаметр сопловых отвер-
стий, м.
Обычно при горелках низкого давления скорость истечения газа
лежит в пределах 30—50 м]сек,> а диаметры сопловых отверстий берут
5—10 мм. В этих условиях ^акс=0,6—2,1 Мвт1мР. По сравнению
с практическими значениями в печах (^=0,35—1,2 Мвт/м3) указанные
выше теоретические напряжения велики, и это указывает на плохое
использование топочного объема при организации сгорания.
Весьма перспективными в отношении интенсификации процессов-
сгорания являются циклонные камеры, в которых при хорошем пред-
варительном перемешивании распыленного мазута с воздухом достига-
ется высокая интенсивность сгорания, характеризуемая тепловым на-
пряжением топочного объема 7,,,=6,5—12 Мвт(мг (5,5—Ю Гкал1мг-ч)
[Л. 8]. Благодаря преимуществам закрученного потока в циклонных ка-
мерах обеспечивается полное сгорание при малых избытках воздуха
(а =1,02—1,03) даже при сравнительно грубом распыливании мазута
[Л. 34]. Приблизительно такие же напряжения топочного объема могут
быть достигнуты в циклонных камерах и при сжигании природного га-
за. Высокая интенсивность сгорания при малых избытках воздуха спо-
собствует развитию в циклонных камерах высоких температур, и поэто-
му циклонные камеры находят применение не только в качестве топоч-
ного устройства, но и в качестве технологического высокотемператур-
ного агрегата, в первую очередь для плавления и обжига разных мелко-
зернистых материалов [Л. 9].
Циклонный принцип эффективно используется в топках для сжи-
гания мелкозернистых топлив (бурых и каменных углей, фрезерного
торфа и пр.). Высокие температуры позволяют выпускать шлак в жид-
ком виде. Тонкий помол топлива для циклонных топок не требуется, так
как и мелкодробленое топливо подвергается высокой аэрации благо-
даря центробежному эффекту закручивания частиц воздушным потоком,
а это способствует очень интенсивному сгоранию топлива. Другая важ-
ная особенность циклонных топок заключается в том, что в них могут
быть развиты газификационные процессы и топка работает как полу-
газовая: полугаз поступает в печное пространство, где смешивается со
вторичным воздухом, подаваемым в виде острых струй, и догорает.
Циклонные камеры могут быть использованы как газификаторы,
жидкого топлива для печей, которые работают на полугазе [Л. 1].
В печах безокисли^ельного нагрева стальных заготовок циклонные
камеры используются в качестве топок для реформации природного га-
за, т. е. для получения защитного газа путем сжигания его с коэффи-
циентом расхода воздуха а=0,4—0,6.
В качестве толок для реформации природного газа получают рас-
пространение топки с «кипящим» слоем промежуточного инертного те-
плоносителя (шамотная, корундовая, карборундовая крупа). В таких
20—1243 . 305-
' топках благодаря особенностям «кипящего» слоя процесс реформации
идет особо устойчиво с широким изменением коэффициента расхода воз-
духа а=0,1—0,5 [Л. 7, 37].
Характеристика других типов топок приведена в (Л. 1], там же
дается характеристика мазутных форсунок и газовых горелок. Более
подробные данные по сжиганию жидкого и газообразного топлива при-
ведены в (Л. 4, 6, 10, 11, 12].
Пример 6-3. Сравнение конструкции плоской
и круглой инжекционных горелок для природного газа
Задание. Спроектировать инжекционную газовую горелку в двух
вариантах: круглую с одним соплом (по типу горелки Теплопроекта,
рис. 6-5) и многосопловую плоскую (по типу горелки Куйбышевского
политехнического института, рис. 6-6). Номинальная производительность
горелки 75 м3/ч природного газа. Температура газа, воздуха и смеси
/г=</в=/с=17°С (290°К). Разрежение в топке /iT=0. Минимальная про-
изводительность горелки составляет 40% от номинальной. Произвести
сравнение указанных двух конструкций.
Рис. 6-6. Инжекционная горелка конструкции Теплопроекта с водяным
охлаждением кратера (устья).
Литература: (Л. 1, 2, 5, 6].
Выбор и сравнение конструкций горелок. Круглая инжекционная
газовая горелка конструктивно выполняется чаще всего с одним газо-
вым соплом (Л. 1]. Такая горелка изображена на рис. 6-6. Корпус ее
отлит из чугуна. Газовое сопло — стальное со шлифованным отверстием
для истечения газа. Головка горелки при большой производительности
имеет водяное охлаждение.
Инжекционные горелки характеризуются хорошим смешением с воз-
духом, и полное сгорание может быть достигнуто при небольших его
избытках. Ценным свойством инжекционных горелок является сохране-
ние постоянства соотношения между расходами газа и воздуха при из-
менении их производительности. Однако единичная производительность
таких горелок невелика, например, у горелки Теплопроекта самого боль-
шого размера при давлении 10000 мм вод. ст. составляет 140 м3]ч
(см. таблицу горелок Теплопроекта). Плоские инжекционные горелки
конструкции Куйбышевского политехнического института (рис. 6-7)
[Л. 2] более компактны, требуют значительно меньшего давления газа
перед горелкой (0,4—0,6 ат вместо 0,5—1,0 ат) и имеют единичную
мощность до 1 000 м3/ч. Такие горелки можно устанавливать на агре-
гатах в небольшом количестве.
Ниже проводится сравнительный расчет горелок на заданную про-
изводительность 75 м3!ч.
Расчет круглой горелки. Примем природный газ Ставропольского
месторождения, имеющий плотность рог=0,73 кг(м3 и низшую теплоту
306
А-А
Рис 6-7 Плоская многосопловая инжекционная горелка Куйбышевского
политехнического института.
сгорания сухого газа Q°=8 489 ккал]м3 [Л. 5]. Теоретический расход
воздуха составляет я0=9,48 лс3/лс3. Для данного типа горелки примем
коэффициент избытка воздуха а =1,05, тогда действительный расход
воздуха
=av° — 1,05 • 9,48 =10 м,5[м5.
Объем газовоздушной смеси uc=Jl +Jat>°=]1 + Ю==11,0
Массовый коэффициент инжекции [Л. 6]
ап®.1,293 10-1,293 „
U р0, 0,73 17,7 кг1кг-
Плотность смеси при нормальных условиях
Рос ---
0,73 4-1,293.18 t . . .
---, , .а----=1,24 кг/м3.
20*
307
Относительная плотность газа
₽=г%в=?5з=ода.
Размеры кратера горелки определим из условий, гарантирующих
невозможность проскока пламени в горелку. Скорость смеси, при кото-
рой происходит проскок пламени при сжигании природного газа в то-
почной камере с керамическими туннелями, для инжекционных и дутье-
вых горелок определяется по формуле (Л. 6]
wK9=Cu2 —,
к₽ на
где С=7,75-10-3 — постоянная для данного способа сжигания газа; d —
диаметр кратера горелки, м\ а — коэффициент температуропроводности
смеси, м?/сек\ ип— нормальная скорость горения, зависящая от свойств
газа, состава смеси и ее температуры, м/сек.
Выходное сечение кратера горелки определяется по формуле
f = 0,785 d? =
о
Vr (1 + av°)
3 600 w
, Ms.
Здесь w = -j^-wa, м/сек, — минимальная скорость смеси для данных усло-
вий, причем Щц — скорость проскока пламени для данных условий,
м/сек\ k\ — коэффициент минимальной нагрузки; k2 — поправочный мно-
житель, учитывающий нагрев головки горелки, а также необходимость
запаса устойчивости работы горелки.
Сравнивая две последние формулы, имеем:
Для большинства газовоздушных смесей при температурах 10—
20° С и а=1 коэффициент температуропроводности а= (18,54-24,0) X
Х10-6 м2/сек-, примем а = 21,2-10-6 м2/сек, тогда
з
d3 = 0,01
VT (1 + “°0) k
Для природных газов с содержанием метана более 90% нормальная
скорость распространения пламени (без подогрева воздуха и газа) мн=
=0,35—0,38 м/сек. Принимая ^2=1»2 и wH=0,365 м/сек, получаем:
d, = 0,018jZ^Vr(14-ao°), м.
В нашем случае
d3 = 0,018 ]Z0,4-75,0.(1 + 10,0)=0,125 м=^ 125 мм.
Скорость смеси на выходе из горелки
... _ У,(1+°°.)7-с_________75.11.290 _ „ 8„
3 600.0,785d|.273 “ 3 600-0,785.0,125=-273— 1а’Ои М1СеК'
«5
Сопротивление смесителя
О
05-^.1,24^ = 240 н/м‘.
Здесь — коэффициент сопротивления, отнесенный к скорости на вы-
ходе из горелки.
Энергию подсасываемого воздуха учитывать не будем.
308
Абсолютное давление газа перед соплом определим по формуле, со-
ставленной для природного газа:
Ю1.3 ___________Ю1.3______________,
A=r w2 рог 14,33 *= г о,73 |4,|33 — КН'М ’
1 —1 605 То 1 — LU J 605<290
L 4 J U J
«ли избыточное давление газа Нг — 116,67 кн/м2 (11400 мм вод. ст).
Здесь 101,3 кн/м2— атмосферное давление;
2
^=1,44(1 + ^ А=
= 1,44(1 + 17,7)=^-^ = 103500 и/ма= 103,5 кн!м‘.
и Ху *
Полученное давление немного превышает критическое.
Теоретическая скорость газа
2 = /2-103500 = 453 м{сек.
Действительная скорость газа
—0,96 • 453 = 436 м{сек.
Площадь сечения сопла и его диаметр равны:
К „ =оёпп7-5ж = 0,483-10- м‘;
3 600wA 3 600-436
dr=lf ^- = 10-2 ТЛ 41°;У3-=0,00783 л* = 7,8 мм.
» Л Г 0,14
Проверим диаметр кратера горелки по методике В. А. Спейшера, из-
ложенной в [Л. 1, стр. 113]:
d3 =<[(!+«) (1 + ^-)(1-Н/2)] =
= (78,3-10-)2 [(1 + 10) (1 + о^й)
где /г = ~ = <хи°= 1,05-9,47= 10 м3(м2 — объемная кратность инжекции.
Отсюда
ds = 78,3-10-4 /224=0,126 м.
Полученный размер незначительно отличается от получаемого по мето-
дике, основанной на скорости проскока пламени при минимальной на-
грузке горелки.
Остальные размеры (мм) определяем по опытным формулам [Л. 6,
стр 248]:
Диаметр горла смесителя . .
То же диффузора.............
„ „ туннеля ..............
Длина горла смесителя . . .
То же диффузора смесителя
„ „ устья горелки ....
„ „ туннеля ...............
Общая длина металлической
части горелки ..............
de = 0,8 d8 = 0,8-126 100
(4 = 1,25(4 = l,25-126^s 157
£>т = 2,5 d3 = 2,5-126 = 315
4 =4(4 = 4-100 = 400
1Я = 8 ((4—<4) = 8 (157—100) = 455
/г = 1,5(4 = 1,5-126 = 188
/т = 2,4 DT 4- 30 = 2,4-315'+ 30 = 795
L = 1 500
Расчет плоской инжекционной горелки. Размеры устья кратера го-
релки определим из условия, обеспечивающего невозможность проскока
пламени в горелку.
309
Для плоской горелки с прямоугольной формой сопла при отноше-
нии длины Ьг к высоте Лг, равном ~4, оценим эквивалентный диаметр
d3—1,6 Лг, тогда площадь выходного сечения сопла составит:
1,6-7620.0,060.0,365.1,5
(1 4-аУ®)дТЛ 75.(1 4-1,05-9,48).21,2.10-6.290.0,4__п01о7 2
1,6-7 620/4^2 “ i « п пап.п i — U.U1O/ .
Здесь принято: коэффициент температуропроводности смеси а~
= 21,2-10-6 м21сек\ коэффициент минимальной нагрузки Л1 = 0,4; коэф-
фициент, учитывающий нагрев головки и запас устойчивости в работе
горелки, ^2=1,5; абсолютная температура смеси 70=290° К; высота го-
ловки горелки Лг=0,06 м\ нормальная скорость распространения пла-
мени иц=0,365 м!сек.
Ширина головки горелки в свету
д _А_____в,0137___л 930 м.
—0,060 -—и,2би м.
Скорость истечения смеси
w __ -Г ™ ' с _____/о у -Г __ < 7 „ ,
3 36C0fr273 3 600-0,0137.273 11,1
Сопротивление смесителя
2
Гл=5(Ег + у^-Рос^= 1,35-^-1,24^ = 247 н/м1.
Сечение основного участка камеры смешения fc и суммы сечений
газовых сопл fa находим по уравнению [Л. 2, стр. 218]
7\onT = (~Т~ ~ [(1 Ч“м)(1 “Н^Ротн) -yr- ТРотн^2 COS2 Р •
\ /о /опт Т2 * 1 1 1
Кроме того,
/S/г \ __ ??УгРг
/опт ^юптРср
В приведенных выше уравнениях: Нт — избыточное давление перед
соплом, н/ж2; ф1э ф2, ф'з — коэффициенты, учитывающие потери скорости
соответственно в сопле, камере смешения и диффузоре; обычно q>i =
= 0,93—0,98 (принимаем ф1 —0,96), <рг=0,97 и <р3=0,90; £—коэффициент
местного сопротивления входного участка камеры смешения с учетом
создания воздушного потока, £=1,05—1,15; р—угол между направления-
ми газовой и воздушных струй, 0=16—20° С, Л — температура газа на
срезе сопла (на 4—6° меньше температуры газа при входе в сопло).
Подставляя значения, имеем:
Лопт= ((1 + 17>7)(1 _|_ 17,7.0,564) g-
—^•0,564.17,7’cos118° • == 114.
I у 1 Ziо
Зададимся предварительно величиной средней плотности газа в про-
цессе истечения (с последующей проверкой) рср= 1,02 кг/м2, тогда*
имеем:
247__ 0,962-0,97.0,73
Ht 114-1,02 ’
откуда
„ 114.1,02.247 . э
/7Г 0,962-0,97.0,73 41000 н/M .
ЗЮ
Проверяем величину рср:
0,577,-4- 101 300 0,5-41 000 4- 101 300 , П1 ,м/1,3
Рср = Рог =--ГоТзоо----------------10Т300-----= 1>U1 кг1м •
Действительная скорость истечения газа из сопл
г^ = ?1Юг=1,41?,р<^- = 1,41-0,96 4д5Г = 273 •“/<*«•
Суммарное сечение газовых сопл
с К)г______________Тг______________ 269 уо If)-6 м3
1°~~ 3600^®?’ 273— 3 600-0,96.273 273—zo '
Здесь pi — коэффициент расхода сопла; щ«0,96.
Диаметр сопла при числе сопл я =10
d0= 1,13 -^-=1,13}Л = 3,16-10~3 Л£ = 3,2 мм.
Остальные размеры определяем по (Л. 2].
Сечение диффузора горелки
/д=(1,5—2,0) fT; принимаем /д= 1,75 • 0,0137=0,0239 м2.
Сечение камеры смешения
fс = f„Лепт = 78 -10-6 -114 = 89 • 10" 4 м\
Высоту камеры смешения находим из соотношения fc = zh2, где при-
/г Г gg
— =10"21/ — = 0,0353 м. Принимаем
36 мм.
Ширина камеры смешения с учетом закруглений в литье
fc 4-0,215^ 89.10-*4-0,215-0,0362 п осо
й =-----к----=---------Xggg-----— = 0,263 м,
принимаем 6=270 лш.
Высота диффузора определяется из уравнения
0,2156* - 6ftB+f„ = 0.
В нашем случае /гд= 100 мм.
Длина основного участка камеры смешения
/с == (3 ч- 6) Лс,
лринимаем /с = 3 ч- 3,6 =110 мм.
Длина плоскосимметричного диффузора
/д = (8,6 ч— 14,3) hc, принимаем /д= 10-36 = 360 мм.
Длина конфузора
/г= (1,8 ч-3,8) (hR—hr),
принимаем /г=2,1 -40=85 мм.
Общая длина горелки L=900 мм.
Сравнение круглой и плоской инжекционных горелок. При одина-
ковых производительностях (75 м31ч) и температурах газа и воздуха
<17° С или 290° Ю основные размеры сравниваемых горелок таковы:
Плоская
Круглая односопловая горелка многосопло-
вая горелка
Размер кратера d3, мм................ 125 60X230
Размер горловины смесителя da, мм . . 100 36X270
Размер диффузора dR, мм.............. 157 100><270
Размер сопла dT, мм.................. 7,8 10X03
Общая длина горелки L, мм............ 1265 900
Сопротивление смесителя Ей, н/м2 . . . 240 247
Избыточное давление газа перед соп-
лом Нг, кн/м2...................... 112,0 41,0
311
Из сравнения видно, что плоская горелка при одной и той же про-
изводительности требует в 2*/г раза меньшего давления газа перед соп-
лом и является более компактной. Если рассматривать табличные про-
ектные характеристики горелок, то, как сказано выше, плоские инжек-
ционные горелки имеют единичную производительность при давлении
газа перед горелкой, в 2 раза меньшем, до 1 000 м3/ч, в то время как
круглые осесимметричные — до 140 м3/ч.
Рис. 6-8. Турбулентная газовая горелка для сжигания природного газа с форкамерой.
1 — корпус воздушной улитки; 2 — завихритель воздуха; 3 — газовая коробка с отаерстиями для-
прохода газа; 4 — камера сгорания; 5 — футеровка на шипах, приваренных к корпусу; 6 — рубашка
водяного (или испарительного охлаждения).
Пример 6-4. Бесфакельная горелка для сжигания природного газа
в чугунолитейной вагранке
Задание. Разработать конструкцию газовой горелки для сжига-
ния природного газа в чугунолитейной вагранке. Газовые горелки уста-
навливаются на 15-т вагранке для замены 40% литейного кокса более
дешевым природным газом Саратовского (Елшанского) месторождения.
Расход газа — 530 м31ч. Для улучшения технологических показателей
работы вагранки, увеличения производительности и экономии топлива
воздух, вдуваемый через фурмы для сгорания кокса, а также подавае-
мый в газовые горелки, подогревается до 700° С в особом устройстве
(см. пример 7-1 и далее).
Литература: [Л. 1, 5, 6, 11].
Выбор конструкции горелки. Для сжигания природного газа в ва-
гранках могут быть применены только короткофакельные горелки с фор-
камерами для сжигания газа, так как в рабочем пространстве горит
кокс, а для горения газа нет достаточных условий. Инжекционные го-
релки для этой цели непригодны, поскольку воздух для них нужно по-
давать с невысокой температурой. В противном случае в смесителетазо-
воздушная смесь будет воспламеняться и металл горелки будет бгорать,
а в задании температура воздуха равна 700° С. Кроме того, керамиче-
ские туннели быстро изнашиваются из-за высокой температуры и эро-
зии. (
На рис. 6-8 изображена конструкция горелки, пригодной для сжи-
гания природного газа с подачей горячего воздуха. Сжигание газа
312
в смеси с горячим воздухом, имеющим температуру 700° С, ведется
в форкамере, изнутри профутерованной огнеупорной массой, нанесенной
на шипы 0 12 мм и высотой 25 мм, приваренные к стенке с шагом
25 мм. Состав массы: порошок хромомагнезита с добавкой жидкого
стекла, огнеупорной глины и кремнефтористого натрия. Камера имеет
водяную рубашку или испарительное охлаждение. Воздух подается
в камеру в закрученном состоянии, что обеспечивает циклонный прин-
цип сжигания с теплонапряжением объема до 10 Гкал1м?-ч.
На рис. 6-9 видна установка горелок на вагранке: амбразуры горе-
лок располагаются на 500—700 мм выше нижнего ряда фурм, через ко-
торые вдувается воздух, необходимый для сгорания кокса, т. е. на уров-
не нижней границы зоны плавления чугуна. Увеличение этого размера
вызывает рост потерь тепла с уходящими из вагранки газами. Горелки
устанавливаются с наклоном к горизонтальной оси ~15°.
Горелки изготовляются из жаростойкой стали и покрываются сна-
ружи слоем тепловой изоляции с коэффициентом теплопроводности
^0,06 ккал/м -и- град. Воздухопроводы изготовляются из обыкновенной
мягкой стали, но изнутри снабжаются гильзами, сваренными из тонкой
жаростойкой стали 6=1—1,5 мм. Между гильзой и основной трубой
предусматривается прокладка из толстого асбестового картона.
313
Расчет газовой горелки. Расход газа — 530 м3/ч. Горелки устанав-
ливаем через каждые две основные фурмы. Общее количество основных,
фурм — десять. Количество установленных горелок принимаем с запа-
сом производительности, равным шести. Принимаем расчетный расход,
газа на одну горелку Кг=100 м3/ч, соответственно расход воздуха У°=-
= 100* 1,1 -9,5=1 043 м3/ч. При подогреве воздуха до /в=700°С его объ-
ем будет равен:
У.= 1О43^3 + 7^- = 3725 м‘/ч.
Диаметр воздушного сопла от завихрителя принимаем JB=150 мм~
Сечение сопла
3,14.0 .50^ =0 Q18 М1
4 4 ’
Скорость воздуха в горловине
о 1043 .
3600-0,018 м}сек,
а при fB —700°С
w* — 3600-0,018 —^7,3 MfceK.
I
Диаметр отверстий для выхода газа принимаем dr=8 мм по коль-
цевому сечению.
Принимаем глубину проникновения газовых струй в поток воздуха,,
равный 12 мм, £s=l,6 (Л. 11], скорость газовой струи найдем из форму-
лы Ю. В. Иванова [Л. 6, 11]:
h
Рв__ 12-57,3 - / 0,36 — g I
pr— 8-1,6 V 0,62 M!CeK-
Здесь рв — плотность воздуха; pB = poB|^= 1,293 273^^0 = 0,36 кг[м*г
273 273
рг—плотность газа при fr = 50°C; рг=рг-^-=0,735 к™ = 0,62 кг!м\
Диаметр струи на расстоянии h от плоскости выхода
Z)=0,75/г=0,75-12=9,6 мм.
Необходимая суммарная площадь сечений газовыпускных отвер-
стий
100 273
^г== 3 600-40,8 =3,1-10 4 М2.
Количество струй
„ —. F* — 8,1-10-* . R
o,785d2 0,785-64.10-е —
Абсолютный и относительный шаги между отверстиями
= 29,4 маг,
nda 3,14-150
S = —- =------Гд---
п 16
По табл. 10-4 [Л. 11] проверим ранее принятое значение k8. По этой
таблице ^«1,56, что близко к ранее принятому значению.
Расчет завихрителя воздуха производим по [Л. 11].
314
Длина лопатки
+ at cos а
о---й----, мм.
2sm 2а_ ’
Здесь а— угол между осью горелки и вертикальной кромкой лопатки,
а=90°С; ат — угол атаки, подбираемый -рдвным 35—50°; принимаем
ат==45'°; dB— диаметр фурмы, равный 114 мм.
Тогда
Для компенсации изменения проходного сечения, обусловленного
толщиной лопатки, длину лопатки увеличим в 1,15 раза, т. е.
/fe= 1,15/= 1,15-106= 116 мм.
Диаметр завихрителя
D3 > +2/fetgат = 150-j-2-116 = 382 мм.
Число лопаток принимаем, исходя из условия перекрытия смежных
’каналов, равным п=17 (Л. 11].
Определим требуемое давление газа в коллекторе. Скорость газа
юг=40,8 м!сек, тогда минимальное избыточное давление газа в коллек-
торе
Лм =5гн—рг = 2,5 jg g2 -0,62=135 мм вод. ст.,
г Zg ’
где коэффициент сопротивления горелки по газу £г=2,5.
Потеря напора воздуха
Д/гй = 5в—рБ, мм вод. ст.,
где $в — коэффициент сопротивления по воздуху^[Л. 11]:
Вв = 2,45^^41^.
Здесь 2,45 — коэффициент сопротивления воздухонаправляющего
устройства, принятого за эталон; поправочные коэффициенты: т)/= 1 —
на величину площади сечения завихрителя; т^= 1—на величину'диа-
метра воздушного сопла; у =2— на величину угла наклона лопатки;
*1а =2 — на величину угла атаки завихрителя.
Таким образом,
5В = 2,45-1-1-2-2 = 9,0;
д/гв = 9 • 36 = 545 мм вод. ст.
Расчет топочной камеры. Часовое тепловыделение в топке
Q = BQp== 100-10970=1,1 -10е ккал{ч,
где Qp = В (QP + <w°cb/B) = 100 (8 500+1,1 - 9,5- 0,338 - 700) = 1,1 ^Гкал)ч.
Принимая допустимое тепловое напряжение топочного объема рав-
ным 10-106 ккал/м?, найдем объем топочной камеры
17 — Q — 1-1-Ю6 _______Л 11 J/S
10.10е 10.10®
Диаметр топки DT=500 мм, тогда длина ее
L, = 3 1^’11----= 0,56 м.
- ' -V-0.5»
315
Расчет показателей полного сгорания газообразного топлива. ’Объ-
емный состав газа Саратовского (Елшанского) месторождения: СН4 =
= 94,0%; С2Н6=1,2%; С3Н8=0,7%; С4Ню=0,4%; С5Н12 = 0,2%; N2 = 3,3%.
Относительная плотность по воздуху ротн= 0,592 [Л. 5]. Влагосодер-
жание топлива—10 г/м3 газа; низшая теплота сгорания сухого газа
QC —8 560 ккал/м3. Объемы воздуха и продуктов сгорания при сжига-
нии 1 м3 сухого газообразного топлива [Л. 1].
Теоретический расход воздуха
v° = 0,0476 [0,5СО + 0,5Н2+ 2СН4+ (т-\- CmHn + 1,5H2S — О2] ==
= 0,0476 0,5 • 0 + 2 • 94,0 + (2 + 4) 1,2 +
4)о,7+(4+4)о,4+ (б+4) °’2]=9’51
Теоретический расход азота
о°=0,79««+-^ = 0,79-9,51 +^ = 7,54 м?/м‘.
Объем сухих трехатомных газов
^о2 =А° 1 [СО + СН4 + S/ЛСЛ + H2S + СО2] =
= 0,01 [94,0 + 2 -1,2 + 3 - 0,7 + 4 - 0,4 + 5 - 0,8] = 1,01 м3/м3.
Теоретический объем водяных паров
vH,o = °’01 [H=S + Н, + 4 Стн„ + 0.124А] + 0,01610» =
=0,01 [4’94,0 + 4 • 1.2 + 4’ °.7 + 4-°-4 +
+4’0,8+0,0124-ю] +0,0161 -9,51 =2,13 м3/м3.
Средний коэффициент избытка воздуха принимаем а=1,05, тогда
действительный расход воздуха
ив = av°= 1,05-9,51 = 10,0 м?[м3.
Объем водяных паров
УНао=с,н2о +0,0161 (а— 1)о° = 2,13 + 0,0161(1,05— 1)-9,51=2,14 м3/м3.
Объем дымовых газов
°г = ИРО1 + 4+0Н,о + (а~ 1)У° =
= 1,01 + 7,54 + 2,14 + (1,05 — 1)-9,51 = 11,16 л’/л».
Объем сухих дымовых газов
цс.г=цро + 4 +(а—1)ц°= 1,01+7,54 + 0,47 = 9,02 м3/м3.
Калориметрическая температура сгорания при подогреве воздуха до
700° С [Л. 1]
__ Qh + Л + Л
VRO2cCO2 + +2 cNa + °H2OCH2O + v° (а 0 Св-в
Здесь энтальпия воздуха 1в=и(с^ъ) = 11,5-234=2 690 ккал/м3-, энталь-
пия топлива в объеме 1 м3 при /т = 50°С
! /т = cTtT = 0,37 • 50 = 18,5 ккал/м3.
Предварительно задавшись tK = 2 500°С, найдем средние теплоемкости:
£Со2=0>588 ккал/м3-град', ^ = 0,357 ккал/м3'град\
4?НаО= 0,478 ккал/м3-град', ссв = 0,361 ккал/м3-град.
316
Тогда
,__________________8 560+ 18,5 + 2 690___________— 9 470° С
?к— 1,01-0,590 + 7,54-0,360 + 2,14-0,486 + 9,51-0,05-0,3720
Жаропроизводительность топлива составляет:
t ______________________8560________________2 010° С
ofc,-' 1,0-0,578+ 7,54.0,354 + 2,13.0,4688
Калориметрическую температуру достичь невозможно, так как при тем-
пературах выше 1 500° С имеют место эндотермические реакции диссо-
циации двуокиси углерода СО2 и водяного пара Н2О, отрицательные те-
пловые эффекты которых составляют:
для реакции СО2—>СО + 1/2О2— 68 220 ккал{моль\
для реакции Н2О—>H2+V2O2 — 57 810 ккал!молъ.
Таким образом, в горелочной камере невозможно достичь полного
сгорания топлива, и она выполняет в какой-то мере роль газификацион-
ной камеры. Продукты неполного сгорания будут догорать в рабочем
пространстве печи, используя при этом свободный кислород, и в конеч-
ном счете химическая неполнота сгорания не будет большой. Расчет не-
полного сгорания вследствие диссоциации приведен в {Л. 1]. Мы прибли-
женно определим температуру в камере сгорания, задаваясь ею пред-
варительно.
В продуктах полного сгорания парциальные давления СО2 и Н2О
составляют:
=п+=0,091 am; JH"=+^ = 0,192 ат.
vT 11>16 Vt 11,16
По графику [Л. 1, стр. 144] находим степени диссоциации а=0,150^
6=0,035.
Количество газов после диссоциации
г/дис = [1 + 0,5 (а + 6)] иг = [1 + 0,5 (0,150 + 0,035)] -11,16=11,51 м3/м3.
Теплота диссоциации
<7ДИС = (3016c/COsa - j- 2 576yHaO6 =
= 3016-1,01 -0,154-2576.2,14-0,035 = 651 ккал!м3.
Здесь 3 016 и 2 576 ккал]мъ — теплоты сгорания окиси углерода и
водорода (соответственно).
Содержание в газах СО2 будет (1 — 0,15)-100 = 7,45%;
Н2О«ИС — °’°35)-100= 17,9%.
Температура в камере сгорания
(@н “Ь Аг + Л, <7дие)
С — 1
Удие {СО£ИСССо2+ Н2ОДисСНаО + [1 _ (СО«ис+ Н2ОДис)
Здесь <рт— коэффициент сохранения тепла топкой, <рт= 1 —«=* 1 —
— 0,06 = 0,94.
Потеря тепла в окружающую среду принята предварительно в 5% с
последующей проверкой.
/ _ (8 560 +18,5+2 690 —651). 0,95
к-с 11,51 {0,0745-0,578 + 0,179.0,4688+ [1 — (0,0745 + 0,179)]-0,354} ~
= 2010°С.
317
Далее проводится расчет теплообмена в камере сгорания горелки и
определяется потеря тепла в окружающую среду |(водоохлаждаемую ру-
башку) и сверяется с ранее принятой (5%). Для краткости этот расчет
опущен. Одновременно определяется температура огнеупорной обмазки.
Ее величина не должна превышать огнеупорность материала.
Пример 6-5. Ротационная форсунка для мазута
Задание. Печь для термообработки металла оборудована вынос-
ными топками с ротационными форсунками для сжигания малосерни-
стого мазута марки 100.
Разработать конструкцию ротационной форсунки и произвести ее
расчет. Пределы регулирования расхода топлива от 50 до 250 кг/ч.
Литература: [Л. 1, 4, 5].
Выбор конструкции. Ротационные форсунки находят все большее
применение в теплотехнических установках. Эти форсунки позволяют
использовать в одном агрегате вентилятор, вращающуюся коническую
чашу, мазутный насос и электродвигатель, что повышает эффективность
установки. Ротационные форсунки для распыливания топлива исполь-
зуют воздух от вентилятора высокого давления, и поэтому отпадает на-
добность в сжатом воздухе от компрессорной.
Вентилятор сжимает воздух и подает его в регистр, где поток воз-
духа на лопатках регистра поворачивается и при выходе образует конус.
Жйдкое топливо поступает из отверстий неподвижной соосной тру-
бы в полый вал, при вращении которого мазут растекается по стенкам
вала и поступает на быстровращающуюся коническую чашу, растекаясь
тонким слоем на внутренней поверхности чаши.
Вследствие конусности чаши слой топлива перемещается вдоль сте-
нок и выходит из чаши, дробясь на мелкие частицы, получающие при.
движении, криволинейное направление. С увеличением диаметра чаши
и числа ее оборотов размеры частиц уменьшаются, но увеличивается
угол разброса. Струя воздуха отклоняет веер брызг, сужая факел. Что-
бы струя воздуха эффективно отклоняла частицы, необходимо, чтобы
скорость воздушного потока превышала скорость витания мазутных ча-
стиц, тогда предотвращается выпадение капель мазута из зоны факела
и обеспечивается устойчивость факела и полное сгорание топлива.
Ротационная форсунка сложней форсунок других типов, однако
в условиях применения индивидуальных агрегатов она наилучшим об-
разом позволяет решить комплекс вопросов, связанных с распылива-
нием топлива и подачей необходимого воздуха для горения топлива.
Конструктивная схема ротационной форсунки. Для подвода мазута
в распиливающую чашу применяем неподвижную трубку, встроенную
в полый вал. Для привода форсунки используем серийный асинхронный
электродвигатель с короткозамкнутым ротором и синхронным числом
оборотов п = 3000 об/мин. Мотор приводит вал форсунки с помощью кли-
ноременной передачи. Конструкция форсунки показана на рис. 6-10.
На полый вал / насажены распыливающая чаша 2 и рабочее коле-
со 3 центробежного вентилятора, снабженное лопатками 4, Загнутыми
назад. Вал опирается на радиальные шарикоподшипники 5, установлен-
ные в корпусе 6, закрытом крышками 7. Кожух вентилятора 8 с одной
стороны жестко скреплен с корпусом форсунки, а с другой служит для
крепления направляющего аппарата 9, обратного направляющего аппа-
рата 10 и насадки 11. Привод от мотора осуществляется клиноременной
передачей при помощи шкивов 12.
Мазут по трубке /5, жестко закрепленной на кронштейне 14, пода-
ется на вращающуюся чашу 2 и под действием центробежной силы рас-
текается^хонкой пленкой на внутренней поверхности чаши.
Для снижения расхода энергии на распыливание целесообразно
вентилятором форсунки подавать лишь часть воздуха, необходимого для
.318
319
Рис. 6-10. Конструкция ротационной форсунки.
ОЫФ
горения, а остальную часть подавать через регистр от вентилятора низ
кого давления. Для обеспечения высокого качества распыливания на
всех режимах работы теплового агрегата производительность и напор
вентилятора форсунки принимают постоянными. В этом случае произ-
водительность вентилятора должна обеспечивать полное горение при
минимальном расходе мазута Вм1Ш==50 кг/ч.
Определение вязкости и плотности мазута перед распиливанием.
Важным достоинством ротационной форсунки является пониженное тре-
бование к вязкости мазута. Мазут при распыливании такими форсун-
ками может иметь вязкость, достигающую 14° ВУ [Л. 4]. Это позволяет
снизить температуру подогрева даже высоковязких мазутов ниже
+ 95° С. 'Кроме того, форсунка может работать при низком давлении
мазута, которое в данном случае расходуется лишь на преодоление
гидравлических сопротивлений мазутного тракта. Для предупреждения
засорения мазутопровода достаточна обычная фильтрация.
Принимаем температуру нагрева мазута +80° С. Вязкость задан-
ного мазута при этой температуре составляет 14° ВУ, что соответствует
максимально допустимому значению вязкости.
Определение производительности вентилятора форсунки. Ротацион-
ные форсунки позволяют получить тонкое распыливание и хорошее сме-
сеобразование, что дает возможность работать при коэффициенте из-
бытка воздуха «=1,03-5-1,1 [Л. 4]. Принимаем а=1,05.
Объемная производительность вентилятора форсунки при /в = 30°С
составит:
т7 оо 273 4-/в гл 1 л ой 1 п1" 273 4- 303
Vв — -^мин^ ® 273 — 50" 0>2о * 1 >05 273 ’
= 600 м3/ч, или 0,167 м3 [сек.
Коэффициент, учитывающий утечки воздуха, &и=1,08.
Расчетная производительность вентилятора составляет:
= ДУсек = 1,08 • 0,167 = 0,180 м3/сек.
Вентилятор форсуйки подает лишь часть воздуха, необходимого
для горения в количестве
^•100 = Йо-1°0 = 20“/»-
Такое разделение воздуха на два потока позволяет, с одной сто-
роны, получить достаточно хорошее распыливание во всем интервале
производительности форсунки, а с другой, сжатию до давления не ме-
нее 500 мм вод. ст. подвергается лишь 20% воздуха, необходимого для
горения, что дает экойомию энергии.
Определение HatiOpa вентилятора. Число оборотов вала форсунки
принимаем п=4 200 Об/мин, что можно считать допустимым и близким
к верхнему пределу Скорости для клиноременной передачи.
Диаметр распылйвающей чаши D принимаем равным 140 мм, ради-
ус чаши г=7 см.
Угол конуса чаШи а принимаем равным 15°.
Угловая скорость вращения чаши
2лп 2т:-4 200
ю —---------------------
60 — 60
= 4401[сек.
Толщина слоя Мазута в чаше [Л. 4]
’ 3Q у 3-84,5.Ю3
к Da V 3,14-172500
= 0,322 мм,
320
где Q = 84,5-103 см.3/сек — объемная производительность форсунки: а =
<o2rsina 4402-7-0,259 ©по г*
=-----и---=-----9 . п9 ; v — кинематическая вязкость мазута при оОС,
v=l,02 см*Iсек.
Необходимое статическое давление вентиляторного воздуха составляет
[Л. 4]:
Dhn2 0,14.0,322-4 2002
^ст 300 — 300
= 2650 н/м2 = 270 мм вод. ст.
Необходимое полное давление, создаваемое вентилятором, пример-
но составляет:
р = 1 ,2/7ст = 1,2- 270 = 324 мм вод. ст-
Принимаем полное давление вен-
тиляторного воздуха с запасом р=
= 500 мм вод. ст., тогда статическое
давление вентиляторного воздуха при-
нимаем:
рст — -А—Ё22 —417 мм вод' ст.
с последующей его проверкой.
Выходная скорость воздуха при
выбранных параметрах воздуха
~ 4'р рСТ= 4-0,9 V 417 =
73,3 м/сек.
Окружная скорость при вращении
чаши равна:
и =
nDn 3,14-0,14-4 200
60 ~' 60
= 30,8 м/сек.
При встречном движении капель
мазута и воздуха под углом около 60°
Рис. 6-11. Схема колеса вентилятора
и треугольники скоростей.
их относительная скорость превысит
80 м/сек, что достаточно для хороше-
го распыливания.
Расчет рабочего колеса вентилятора. Схема колеса и треугольники
скоростей показаны на рис. 6-11.
Радиальную скорость, т. е. вектор с1г на входе в каналы колеса
[Л. 36], принимаем 40 м/сек, тогда скорость потока воздуха на входе
в колесо
с0 = ^=Г2 = 33,3 м/сек.
Отношение диаметра втулки колеса d к диаметру отверстия на
входе в колесо Do (коэффициент поджатия) предварительно принима-
ем равным 0,6, т. е.
Диаметр отверстия на входе в колесо
О--- /----------
/ 0,785(1—/$
г_____________ w = 0,010 м= 100 мм.
/0,785 (1 —0,62) Г 33,3
1
21—1243
321
Диаметр лопаток на входной кромке D^— (1,03-т-4,08)Do. Принимаем
Z)1 = 1,O5jDo= 1,05 • 100 =405 мм.
Окружная скорость на входе в колесо
nDin 3,14-0,105-4 200 no . .
Wi = —gQ- —----------gQ------= 23,1 м[сек.
Скорость закручивания потока на входе
Ciu=<PiWi = 0,35-23,1=8,1 м!сек,
где ф1 = 0,35 — коэффициент закручивания (<pi=0,3-т-0,5).
Угол лопатки на входе
tgRI = -£E.
И Wl.u
Относительная скорость
С17*
в канал из условия безударного входа
^1г _____40 ___q Д7*
К1— с1и ”23,1— 8,1 — z’oz’
рх = 69°28'.
на входе
iin7i“sin 69°28' = 42,7 м!сек-
Отношение диаметра колеса на выходе к диаметру его на входе
предварительно оцениваем величиной А,к=3,68. Тогда количество лопа-
ток в рабочем колесе при угле наклона лопаток на выходе 02=50° со-
ставляет:
360
Ик-"ё7
(Лксозр2—cosp^cospi ,
2
Хк—1
к
где Si — угол наклона лопаток в круговом сечении, 81=10°.
гк=>° — 36Д_ f (3,682cos50° — cos69°28')cos69°28'J == 30.
Шаг лопатки на входе в канал
, uDi 3,14-105
ti =---=------хй--= 11 ММ.
ZK 30
Коэффициент открытия канала на входе в канал
о, = 1---г-^5- = 1 — iT Лооо«> = 0,806,
ti Sin Рх ll.sin69°28' ’ ’
где с?к = 22 мм — толщина лопатки.
Ширина лопатки на входе
U У'еек_________________0,18_________ __Г) А178 м
1— ”3,14-0,105-40-0,95-0,806 ” ’
Здесь р! — коэффициент, учитывающий уменьшение сечения за счет
лопаток.
Принимаем Ь\— 18 мм. Конструктивные параметры рабочего колеса
на входе получились следующими:
Диаметр втулки ...........................
Диаметр отверстия на входе . . .
Диаметр лопаток на входной кромке
Ширина лопатки на входе в канал .
Угол лопатки.................
0,18
d = 60 мм
Do = ЮО мм
D-l — 105 мм
bt = 18 мм
= 69®28'
Относительную скорость воздуха на выходе из колеса принимаем
W2=w"$=Wi = 42 м!сек.
Условная радиальная скорость на выходе из колеса при р2=50°
равна:
с2Г=w2 sin р2=42,7 sin 50° = 32,7 м!сек.
Коэффициент циркуляции
k = 1----- sin р2 = 1 — sin 50° = 0,930.
1 ol)
322
Окружная скорость на выходе из колеса
... _ Сгг । / Сгг \2 I gHy
2 2tg ₽2 ' у \2tg ₽2/ "Г
где 7j = 0,95— гидравлический к. п. д. колеса; вообще у* составляет
0,93 — 0,97.
32,7 . _// 32,7 \2 9,81-445 ЙС . .
“2 2tg50°"br ( 2tg 50® ) "'Ь’0,93.0,95 м/сек.
Диаметр колеса на выходе
^=^=тоУг=0-387 л^=387
Отношение Лк = -^-=~ = 3,68, что совпадает с принятым предварительно.
1UD
Расчетная относительная скорость на выходе из колеса
w2 0,8аух = 0,8 • 42,7 = 34,1 м/сек.
Действительная радиальная скорость на выходе
с2Г = w2 sin р2 = 34,1 sin 50° = 26,1 м/сек.
Расчетная скорость закручивания
c2U = и2 — w2 cos р2 = 85,1 — 34,1 cos 50° — 63*2 м/сек.
Действительная скорость закручивания
с2и = kc2u = 0,93 • 63,2 = 58,75 м/сек.
Относительная скорость на выходе из колеса
&у2 = / с^-у{и2-с2и)2 = V26,12+ (85,1— 58,75)2 = 37,1 м/сек.
Угол потока на выходе
*₽==°."2;
р2=44°46'.
Абсолютная скорость потока на выходе
с2 = У? + с2ги = /26,12+ 58,752 = 64,3 м/сек.
Угол наклона вектора скорости с2
tga2 = = 0,444; a„ = 23°57'.
Шаг лопаток на выходе
Коэффициент открытия канала
°2== 1 /asin₽2 = 1 ~ 40,2sin50° = °>935.
Ширина лопатки на выходе, считая удельный объем воздуха неизменным,
Ь2 = ——--------= . oqR л Qg — 0,0063 л« = 6,3 мм.
nD2c2rs2\>.2 3,14-0,387-26,1.0,935.0,95 ’
Радиус лопатки
п = _ 0,3872 — 0,1052 =0,164л4.‘
4 (D2 cos р2 — Di cos р,) 4 (0,387 COS 50° — 0,105 cos 69°28')
Радиус окружности центров
««=0,5 j/" (2^к)2 + — 2Da (2%) cos р, =
=0,5 ^(2-0,164)а-|-0,3872 — 2-0,387 (2-0,164)cos50°=0,160 aj=160 мм.
21* 323
Таким образом, конструктивные параметры колеса на выходе получи-
лись следующими:
Диаметр колеса...........
Ширина лопатки...........
Угол лопатки.............
Толщина лопатки..........
Радиус лопатки...........
Радиус окружности центров
Л2 = 387 мм
Ь2 — 6,3 мм
₽2 =50°
ак — 2 мм
RK = 164 мм
Ro = 160 мм
Для получения компактной конструкции вентилятора, обладающего
высоким гидравлическим к. п. д., применяем направляющий аппарат
с прямолинейными лопатками, расчет которого для краткости опуска-
ем. Конструкция ротационной форсунки представлена выше на рис. 6-4.
Определение мощности, необходимой для привода форсунки. При
работе форсунки мощность электродвигателя затрачивается: на вра-
щение с заданной скоростью распыливающей чаши; на привод венти-
лятора; на трение в подшипниках. К этих затратам следует добавить
потерю мощности в клинюременной передаче
Мощность, необходимая на приведение мазута во вращение в рас-
пыливающей чаше:
.. mu2 300-30.82 п п/in
/Vj —— 3 600-2. ю3 0,040 кет.
Теоретическое давление, развиваемое колесом при отсутствии уст-
ройств для закручивания потока перед колесом:
„ ри2С2и 1,12.85,1.58,75 й
---_2——— 573 мм вод. ст.,
g 9,81
где р= 1,12 кг/м3— плотность воздуха.
Далее подсчитываем потерю давления в вентиляторе по обычной
методике, пользуясь опытными коэффициентами потерь по формуле
Д^пот — r2g Р ~
115 мм вод. ст. (расчет опущен).
Полное давление вентилятора
Н = НТ— дяпот = 573— 115 = 458 мм вод. ст.
При скоростном напоре //ск=59,2 мм вод. ст. статический напор венти-
лятора равен:
НСТ = Н — = 458 — 59,2 400 мм вод. ст., что совпадает с ранее
принятым.
Степень реактивности 6 = =|у| = 0,70.
Гидравлический к. п. д. вентилятора
___ Н? 477Пот
7)г —----------------
_ 458__р. о
““573-"0,8-
Такой к. п. д. при лопатках, загнутых назад, реален, так как т]г=
= 0,8=0,9, в то время как при лопатках, загнутых вперед, т)г=0,6 = 0,65.
Мощность вентилятора
— ° 18-573 — . qq
“ 102 тзвен^пер 102-0,8-0,96~ ’ КЬт’
К. п. д. клиноременной передачи т)пер принимаем равным 0,96.
Выбор электродвигателя для привода форсунки. Для установки
принимаем электродвигатель типа АОС-32-2, имеющий следующие тех-
нические данные: номинальная мощность АгНом=1,7 кет; число оборотов
П]=2 730 об/мин; отношение моментов на валу Мнач/Мнсм=2,8.
324
Определение размеров воздушного сопла форсунки. В качестве воз-
душного сопла используем консоидальный насадок кольцевого сечения.
При скорости воздуха на входе в сопло с'с='2О м/сек площадь по-
перечного сечения сопла на входе
= 0,0089 л*2 = 89 см2.
с Се 20
Внутренний диаметр сопла на входе cZt= ПО мм.
Наружный диаметр сопла на входе
£)1 = 1/ ^-4-^ = 1/^41+ 112 = 15,3 см= 153 мм.
х 1/ п 1 1 г 3,14 1
Полный напор вентилятора на входе в сопло Н ==473,3 мм вод. ст.
или 77 = 473,3 — = 473,3-0,89 = 422 м возд. ст.
рв
Площадь поперечного сечения воздушного сопла на выходе
F"с=—--------------°-178 -= 0 00202 лг2 = 20,2 см2.
pVlgH 0,97/2.9,81-422
Здесь ц = 0,97 — коэффициент расхода.
Внутренний диаметр сопла на выходе d2—144 мм.
Наружный диаметр сопла на выходе
£>,=/=/-ТТг+ 14,42= 15,3 см= 153 мм.
Далее выполняется расчет элементов на прочность, который для крат-
кости опускаем.
Пример 6-6. Циклонная камера для сжигания мазута
Задание. Для шахтной печи, предназначенной для обжига огне-
упорной глины на шамот, обжига доломита, известняка и других мате-
риалов или для шахгной ватер-жакетной печи спроектировать циклон-
ную камеру сгорания для высокосернистого мазута с расходом топлива
В = 900 кг/ч. В камеру подается воздух с /в = 30°С, коэффициент избыт-
ка воздуха а =1,02. Топливо подается в камеру с /Т=100°С. Камера
охлаждается водой. Начальная температура воды 71 = 10° С. Конечная
температура воды /2=35°С. Отвод тепла с охлаждающей водой допу-
скается до 6 % (Ло с = 0,94).
Литература: (Л. 1,5, 33, 34].
Выбор конструкции. Преимуществами циклонных камер является
сгорание топлива с очень малыми избытками воздуха а= 1 = 1,02, что
очень важно для достижения высоких температур. При сжигании высо-
косернистых мазутов в продуктах сгорания получается мало SO3, что
очень важно, так как в условиях конденсации водяных паров SO3 дает
серную кислоту. Кроме того, в печь вводятся раскаленные продукты
сгорания в виде факела с относительно равномерным распределением
лучистой энергии, что очень важно, когда требуется равномерный и рас-
пределительный нагрев садки печи или нет условий для развития пла-
мени (недостаточный объем для горения газов). Особенно эффективны
циклонные камеры при высокотемпературном нагреве воздуха, так как
очень горячий воздух не может быть использован при воздушных фор-
сунках низкого давления, а также при горелках с предварительным
смешением газа с воздухом.
Циклонная камера представляет собой стальную конструкцию с во-
дяным или испарительным охлаждением, футерованную изнутри высо-
коогнеупорной обмазкой, укрепленной на металлических шипах
(рис. 6-12). Воздух в камеру вводится тангенциально через два окна,
325
и*---------~710
Рис. 6-12. Циклонная камера для сжигания мазута или природного газа.
1 — вход воды в левую часть, 2 — вход воды в правую часть; 3 — выход воды из левой части, 4 — выход воды из правой части.
продукты неполного сгорания (факел) вводятся в камеру печи по оси
камеры. Топливо вводится через воздушные окна: газ — посредством
двух сопл, а мазут (при мазутном отоплении) —посредством двух ме-
ханических форсунок.
Расчет циклонной камеры. Расчет полного сгорания. Со-
став высокосернистого мазута по рабочей массе: U7p = 3,0%; Др=0,3%;
S*=j2,9%; СР = 83,4%; № = 10,0%; O* + Wp = 0,4%.
Низшая теплота сгорания топлива Q^=9 170 ккал}кг.
Объем теоретически необходимого сухого "воздуха v°=0,0889 (С₽ +
+ 0,375 SP )4-0,265№—0,03330^=0,0889 (83,4+0,375 • 2,9) + 0,265 -10,0 —
-0,0333-0,2=10,15 м3/кг.
Теоретический объем азота
o’i=0,79V» + 0,8^=0,79-10,15+0,8 ^=8,02 мГ/кг.
Объем сухих трехатомных газов
n°Oa = 0,01866(CP+0,375SP) = 0,01866(83,4 + 0,375.2,9)= 1,58 Гм3[кг.
Теоретический объем водяных паров
ин. о == °’1117/IR + °’0124Г/Р + °’0161г,° =
= 0,111.10,0 + 0,0124.3,0 + 0,0161.10,15= 1,32.л«3/^г.
При коэффициенте избытка воздуха а = 1,02:
Объем водяных паров
°н,о=инао + 0’0161 (а~ 0^= 1,32 + 0,0161.0,02.10,15=1,323 м3/кг\
Объем дымовых газов
ar = aRO.+ aN,+ °H<o + (“— “
= 1,58 + 8,02 + 1,32 + 0,02-10,15 = 11,12 к!1кг.
Парциальные давления газов
Ркь =PrRo. = P + = 1-11715=0,142 am-,
rH2'O ! 1,32 n 1 «n
^HjO Ргп£> P Vs —1*11,12 — 0,119 am.
Калориметрическую температуру сгорания определим из уравнения
теплового баланса
Qg + /в + Iт =
где QP — низшая теплота сгорания топлива; /в — энтальпия воздуха; /т —
энтальпия топлива (мазута); vT — объем газов (продуктов сгорания);
сТ — средняя объемная теплоемкость; tK — калориметрическая темпера-
тура сгорания.
Отсюда
t -^Q» + /,+ 4_QP+/b + 4
V*C* ^RO/CO, + uNaCNa + ГНаОСНаО + (« — 1) О°Св
Здесь /в = ао0св/в= 1,02-10,15-0,31-30= 96,3 ккал{кг\ сг—
теплоемкость мазута; ст = 0,415 + 0,0006^=0,415 + 0,0006 - 100 =
= 0,475 ккал!кг-град\ /т=0,475-100 = 47,5 ккал/кг.
327
Предварительно принимаем £к=2 080°С и соответственно этой тем-
пературе берем из таблицы значения теплоемкостей. Тогда
j. 9 170-f-96,34-47,5 __n qoqq р
Ск— 1.58-0.5801 4-8,02-0,3556 4-1,32.0,4711 4-°,°2-3592 °
Определим теоретическую температуру сгорания с учетом диссоциа-
ции газов. В этом случае тепловой баланс имеет вид:
4^1 WJ 100 “Г \
где д№с — потери из-за диссоциации газов, %; 1в и /т — энтальпии воз-
духа и топлива; т/ — коэффициент тепловыделения; — теоретическая
температура сгорания.
Отсюда
’
игсг
Теплота диссоциации определяется по формуле
фдис = 3 030oCOs« + 2 580иН2О6, ккал!кг топлива,
где а и b — количества СО2 и Н2О, подвергнувшиеся диссоциации в до-
лях от общего количества газов до диссоциации, определяемой по
табл. (Л. 16].
Задаваясь /т=1 950°С, определяем а = 0,112 и /> = 0,04.
<2ДИС =%3 030• 1,58 • 0,112 + 2 580 • 1,32 • 0,04 = 672 ккал!кг\
-^=9^ = 0,0733, или 7,33»/„;
f _ 1" -УдИС I 4~ А? __ 1"--7,33 I
ч 100 ~Г’ QO 100
+ == °’9267 + °, °16 = 0,9427 0,943;
= +о2+о3 4“ un2cn3 4“ 4- (а 0 —1,58- 0,5767 +
+ 8,02 • 0,3533 + 1,32- 0,4664 + 0,02.10,15- 0,3576 = 4,437;
игсг = 4,437 ккал!(кг • град),
тогда
tt= -Ч-0^943 =1950° С.
Действительная температура газов
==: ^Т^О.С (1 °)>
где о — коэффициент прямой отдачи тепла лучеиспусканием из циклонной
камеры. Принимая для печи а?^0, получаем:
t д = /Тт]о ,с = 1 950 • 0,94 = 1 830° С.
Размеры, циклонной камеры. Расход топлива Z?p—900 кг/к.
5pQp
Сечение камеры FK определим, принимая -f-н —20»106 ккал/м* *4..
Г к
Тогда получаем:
адР _ 900.1970
Гк— 20-Ю6 20-106 м’
Отсюда
г» 1 1 / 4.0,412 п с
°= V ^П4-~0-8 м-
328
Задаваясь отношением длины камеры к диаметру получаем 1=
=0,8 м.
Поверхность стен камеры
F„=2 = 2 3,14-0,8-0,8 = 3,0 м‘.
Сечение подводящего воздуховода
fB = 0,145-0,4 = 0,058 м2.
Рис. 6-13 Схема к расчету
циклонной камеры
Подвод воздуха осуществляется тангенциально через два воздухо-
вода с общим сечением
2fB = 2-0,058 = 0,116 м2.
Расход воздуха
Ув = aV°Bp =±= 1,02 • 10,15 - 900 = 9 320 м*]ч.
Скорость воздуха при его температуре
/в = 30°С
4-273). 9 320 303 _2<] 6 ,
"2fB3 600-273 “"273-0,116-3 600““^’°
Произведем расчет стенки циклона.
Циклон стальной 0601=8 мм) с хромомаг-
незитовой обмазкой (бхм=25 мм). Изме-
нение температур показано на рис. 6-13.
Коэффициенты теплопроводности:
Лст = 30 ккал]м• ч • град (до 600° С); Ялм = 1,6 -ь 1,7 ккал/м • ч • град
[Л. 10].
wB
Внутренняя поверхность циклона покрыта шипами. Размеры шипа:
(1Ш= 12 мм\ Лш = 25 мм. На 1 м2 поверхности приходится 200 шипов.
Сечение шипа
= =0,0001135
Площадь сечения шипов на 1 м2 поверхности камеры
0,0001135-200=0,0227 м2.
Хромомагнезитовая поверхность составляет:
FXM= 1—0,0227 = 0,9773 м2.
Коэффициент теплопроводности хромомагнезитовой поверхности
с шипами
= 30•0,0227+ 1,65-0,9773 = 2,3 ккал] м-ч-град.
Конвективный теплообмен. Для горизонтальных циклонных камер
можно принять [Л. 33]:
Nu = 0,0074Re,
где Nu = ^——критерий Нуссельта; Re=-^^ — критерий Рейнольдса;
Аг Vc
«ж— конвективный коэффициент теплоотдачи от газов к стенке.
Для /г=1830°С коэффициент кинематической вязкости газов vr =
= 420« 10-® м.2]сек и коэффициент теплопроводности лг = 9,95-10-’
ккал [м-ч-град.
329
Тогда
Re = ^^. = 4800° и Nu = 0,0074-48 000 = 355,
откуда
NuAr 355-9,95-10-2 .. . , .
ак = —рт-—-----к-т-----=44 ккал/м2 • ч - град.
D U, о 1
Излучение газов. Удельный тепловой поток на стенки циклонной ка-
меры от излучения газов
<7л = С0®'сег [ (тег)*” (тоб)4 ]ккал!м*-
Приведенная степень черноты стенок
.'с=!1+1=°^±1=0,9.
м £
Эффективная степень черноты газов
—kpns
ег — 1 е ,
где k — коэффициент ослабления лучей газовой средой; для светящего-
ся пламени [Л. 5]
„п
k 1,6 j 0QQ ОД
При Тт= 1 8304-273 = 2 103°К имеем k= 1,6~—0,5=3,37—0,5= 2,87;
ри— парциальное давление трехатомных газов,
Рп ~ PROa 4" Рнао=0,142 4- 0,119 = 0,261 ат\
s — эффективная толщина излучающего слоя,
s = 3,6 2k = 3,6 21^=0,49 м.
Г Су о, и
Тогда
в 1 —2,87-0,261-0,49 1 —0,368 n Q1
ег=1—е =1—е =и,о1.
Задаемся ^Ст1=1 500°С и ГСТ1 = 1 773° К, ф=0,90 [Л. 5], тогда ко-
личество тепла, переданное стенке излучением,
qa = 4,9 -0,9 • 0,31 (197 000 — 99 000) 0,9 = 117 000 ккал/м*-ч.
Коэффициент теплоотдачи излучением
qn _ 117000 117000 О1_с . _ ,
ал fs__fCT1 1830—1500 ззо ккал]м-ч-град.
Общий коэффициент теплоотдачи от газов к стенке
а = ал 4"ак—355 4~ 44 = 399 ккал]м* - ч - град.
Количество тепла, проходящее через футерованную стенку:
q = a (tr — tСТ1) = 399 • 330 =132 000 ккал]я? - ч.
Температура стальной стенки
1 500-------1320W-0.025 =65оС
^СТ8 -^СТ2 Q 1 === 65--
Асх
2,3
132000-0,008 _ . г
— —41 С.
Принимая со стороны воды ав=7000 ккал]м2-ч-град, получаем
среднюю температуру воды Zn=/CT3— q-^~=41 — =22° С, что со-
ответствует заданию.
330
Средняя температуры воды
^ср__ty. + __ + 35_____22 5° С.
в 2 2
Общая потеря тепла с водой
Q = qFcr= 132000-3 = 396000 ккал/ч.
Относительная потеря тепла с водой составляет:
396 000 ] QQ ср /
900-9 170 1UU &
т. е. близка к ранее принятой величине 6°/0.
Глава седьмая
ЭНЕРГЕТИЧЕСКАЯ МОДЕРНИЗАЦИЯ
ПЕЧНЫХ УСТАНОВОК.
ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫЙ ПОДОГРЕВ ВОЗДУХА
В ПРОМЫШЛЕННЫХ ПЕЧАХ
7-1. ОБЩИЕ ПРИЕМЫ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ МОДЕРНИЗАЦИИ
ПРОМЫШЛЕННЫХ ПЕЧЕЙ
Модернизация промышленных печей преследует цель повышения их
тепловой эффективности путем увеличения производительности, улучше-
ния качества тепловой обработки материала, уменьшения удельных рас-
ходов топлива (повышения коэффициентов полезного действия), умень-
шения трудоемкости обслуживания агрегатов, уменьшения металлоем-
кости конструкций и расхода строительных материалов и пр.
Типы и конструкции печей в различных производствах очень разно-
образны, также разнообразны и задачи реконструкции. Поэтому здесь
можно указать только общие приемы энергетической модернизации.
В основном они сводятся к следующему. Интенсифицируется тепло-
и массообмен в рабочем пространстве печи в первую очередь путем по-
вышения (если это возможно) температурного уровня, что увеличивает
теплоотдачу излучением от раскаленных газов к обрабатываемым изде-
лиям. Подогрев воздуха, идущего на горение, является весьма эффек-
тивным средством повышения энергетического к. п. д. высокотемпера-
турного печного агрегата. В печах с невысокой температурой рабочего
пространства подогрев воздуха сочетается с рециркуляцией дымовых
газов. Интенсификация теплообмена достигается и другими средствами.
Например, в последнее время используется промежуточный мелкозерни-
стый теплоноситель в «кипящем» слое, что не только увеличивает тепло-
отдачу, но и создает безокислительный нагрев металла. Кроме того,
внедряется циклонный принцип нагрева и плавления дисперсных мелко-
зернистых и мелкоизмельченных материалов. В циклонных агрегатах
используются аэродинамические особенности их, позволяющие вести
сжигание газа и жидкого топлива с большой скоростью и очень быстро
нагревать или плавить сыпучий материал.
С целью наибольшего теплоиспользования модернизуются и топоч-
ные устройства. Для твердого топлива (бурых и каменных углей) при-
меняются циклонные и пылеугольные топки, для жидкого топлива —
ротационные форсунки, циклонные камеры и другие устройства. Высо-
котемпературный подогрев воздуха представляет собой сложную задачу,
331
в настоящее время еще далеко не решенную. Сложность заключается:
в необходимости применять дефицитные и дорогостоящие жаростойкие
и жаропрочные трубы для изготовления той части рекуператора, в ко-
торой воздух нагревается до высоких температур,—с 400 до 700—900° С,
в неравномерном нагреве труб и секций рекуператора, что вызывает его
разрушение при недостаточной компенсации удлинений; в загрязнении
поверхностей нагрева технологическим уносом, шлаками и пылью, что
вызывает необходимость трудоемкой очистки поверхностей нагрева;
в абразивном износе поверхностей нагрева твердой взвесью из шлако-
вых частиц и технологических уносов. Проще решаются конструкции
конвективных трубчатых рекуператоров с нагревом воздуха примерно
до 400° С, но и здесь еще есть свои трудности, не преодоленные полно-
стью.
Для решения задачи высокотемпературного подогрева воздуха пред-
принимаются попытки найти более надежные и дешевые конструкции,
чем трубчатые рекуператоры из высоколегированных жаростойких ста-
лей. Сюда относятся воздухоподогреватели регенеративного типа: вра-
щающиеся с насадкой из чугунных шариков (дроби) 0 5 мм или сеток
из нихромовых прутков 0 2—4 мм и пр.; воздухоподогреватели дро-
бепоточного типа с тонкой струей дроби, движущейся под действием
силы тяжести, и с поочередным продуванием дроби горячими газами и
воздухом; воздухоподогреватели с падающей сыпучей насадкой про-
межуточного теплоносителя; воздухоподогреватели с сыпучей насадкой
в «кипящем» слое и пр.
Хотя перечисленные типы еще не нашли широкого практического
Применения, но их преимущества настолько выразительны, что мы сочли
необходимым включить их в настоящее пособие.
Использование тепла газов в котлах-утилизаторах (после воздухо-
подогревателей) освещается в следующей главе.
7-2. ПРИМЕРЫ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ МОДЕРНИЗАЦИИ ПЕЧНЫХ
УСТАНОВОК
Пример 7-1. Энергетическая модернизация
чугунолитейной вагранки
Задание. Разработать проект реконструкции коксовой чугуноли-
тейной вагранки производительностью 15 т/ч (по жидкому чугуну).
С целью экономии кокса и повышения производительности часть кокса
заменить природным газом. Воздух, подаваемый на сгорание, подогреть
до 700° С с целью улучшения технологических показателей работы,
уменьшения расхода топлива и увеличения производительности плавиль-
ных агрегатов. В данном проекте разработать вопрос замены кокса при-
родным газом, воздухоподогреватель будет разрабатываться в после-
дующих примерах. До реконструкции вагранка имела удельный расход
кокса 145 кг на 1 т жидкого чугуна при сжигании его на воздухе без
подогрева.
Литература: {Л. 1, 5, 15, 16, 17].
Выбор способа реконструкции. Высокотемпературный подогрев воз-
духа (до 700° С) позволяет резко снизить удельный расход топлива (по-
высить к. п. д.) и увеличить производительность вагранки на 20—40%.
Но, самое главное, высокий подогрев воздуха дает ряд технологических
преимуществ: резко повышается температура жидкого чугуна — с 1 380
до 1 500° С. Это позволяет получить более мелкозернистую структуру
чугуна, уменьшить в нем содержание вредной серы, повысить прочность
отливок. Чугун становится более текучим, что дает возможность произ-
водить более тонкое литье и, следовательно, более легкие детали, сни-
зить брак из-за газовых раковин и незаполнения форм. Высокая темпе-
ратура дает возможность производить высокопрочные и жаростойкие
332
чугуны, очень нужные в машиностроении. На практике природным га-
зом заменяется до 40—50% кокса, и при этом производительность мо-
жет увеличиться на 20—30% за счет подвода продуктов сгорания газа
с высокой температурой. Однако одновременно развиваются эндотер-
мические реакции, главным образом реакция СОг+С—>2СО, что вызы-
вает потерю тепла от химической неполноты сгорания природного газа,
уже почти полностью сожженного в форкамерах горелочных устройств.
Подогрев воздуха до 700° С может быть осуществлен в стальном
рекуператоре из труб с высокой жаростойкостью или в регенератив-
ном воздухоподогревателе с падающим или кипящим слоем промежу-
точного зернистого теплоносителя. Вагранка переделывается на закры-
тую (рис. 6-9), позволяющую все колошниковые газы очистить от пыли.
Эти газы следует обезвредить, дожигая окись углерода в факеле при-
родного газа (рис. 7-1 или 7-5). Выбор горелки произведен ранее в при-
мере 6-4.
Расчет горения топлива. В вагранке, как известно, имеет место не-
полное сгорание кокса; часть углерода сгорает в углекислоту СОг, дру-
гая часть в окись углерода СО. Если считать, что часть углерода в ко-
личестве уи сгорает в СО, то остальная часть 1—уп сгорает в СО2. Тог-
да при содержании в коксе Ср = 81,5%, №=0,4%; S£ = l% и №=
= l,2%i расход воздуха на сгорание 1 кг кокса составит [Л. 1]:
ив == 0,0889 [(1 — уа) СР + 0.375S3 + 0,0445z/hCp + 0,265Н₽ —
— 0,033Ор м?/кг.
В расчете примем относительно высокое значение z/H = 0,28 [Л. 16],
тогда
ив = 0,0889 (0,72 • 81,5 4- 0,375 • 1) 4- 0,0445 (1 — 0,72) 81,5 4-
4- 0,265 • 0,4 — 0,0333-0,9 = 6,34 лГ/кг.
Объем сухих трехатомных газов
^о3 = 0’0187 [(1 -^н) С» 4-0,3758^ =
= 0,0187(0,72-81,54-0,0375-1)= 1,1 м*[кг.
Объем окиси углерода
исо = 0,0187г/нС» = 0,0187-0,28-81,5 = 0,427 м3(кг.
Объем азота
N,=0,79о, + 0,8^=0,79-6.344-0,8 1^ = 5,03 я?/кг.
Объем водяных паров
ин2о=°>111 Н!р 4- 0.0124W» 4- 0,0161 • ив =
= 0,111 - 0,4 4- 0,0124 4-0,0161 - 6,34 = 0,198 jrf/кг.
Общее количество газов
иг = 1,1 4- 0,427 4- 5,03 4- 0,198 = 6,755л£8/л:г.
Состав продуктов сгорания будет:
№,=^.100=^1^=15,6»/,; СО=°-^У^=6,3»/о; N, = 75,12 »/„;
Н!О=2,92»/0; У=100«/,.
333
Удельный расход топлива определим по формуле [Л. 1]
Фтехн Ч~ Qp
где QTexH — расход тепла на технологический процесс; Qp — тепло, рас-
сеянное в окружающей среде; ци.т—коэффициент использования топлива.
Удельный расход кокса при работе вагранки без подогрева воздуха
Ьг —145 кг на 1 т чугуна. При сжигании кокса на горячем воздухе он
будет меньше и его можно определить из указанной формулы, считая
неизменным числитель Огехн+Qp.’
а —h
'J2H.T.K
Здесь biK и Ьщ — удельные расходы кокса при работе вагранки на хо-
лодном воздухе и на горячем дутье (соответственно); три.т-к и т]2и.т.к—
соответствующие коэффициенты использования топлива при работе без
подогрева воздуха и на горячем дутье.
Коэффициент расхода воздуха определим из уравнения [Л. 16]
СО = 69,4(1—<а) =6,3,
откуда а=0,91.
Коэффициент использования кокса (Л. 1] при работе на воздухе без
подогрева
__ 1 | + Qx.n + <7м.н 4- ^У.г _ 1 I 04-63,4
qp Q£ “И 5385-
5 385
= 0,60.
Здесь ZT — энтальпия кокса; I? «=* 0; 1В — энтальпия воздуха; IB = vBcBtB =
= 6,34-0,31-30 = 63,4 ккал/кг:, — потеря от химического недожога;
q%,н = 0COQCO = 0,427• 3 020 = 1 286 ккал!кг, или |-|||- • 100 = 24%; /уГ —
энтальпия уходящих газов при /у>г = 400°С (температура принимается из
опыта);
/у<г=иу гсу ,rfy г = 6,755*0,336• 400 = 920 ккал!кг\
^м.н — потеря тепла от механического недожога; <7м.н 0,005Q£ =
= 0,005-5]385 = 27 ккал[кг.
Аналогично определяем 'коэффициент использования кокса при го-
рячем воздухе (/в=700°С). Энтальпия воздуха 1В = 6,34• 0,320• 700 =
= 1442 ккал!кг. Потери тепла с уходящими газами будут больше
вследствие более высокой температуры уходящих газов (Z2y.r='500°C):
/у.г=6,755 *0,346* 1500=1 080 ккал/кг.
Потеря ^2х.н будет также больше вследствие более глубокого восста-
новления СО2 в СО:
дэдн=13б0 ккал!кг (расчет не приводится).
Тогда
__ . 0 4- 1 442 1 360 4- 27 4- 1 080 _л Й1 с
^ги.т.к—1-Г 5385 ’ 5 385 —U,O1O.
Удельный расход кокса при горячем дутье
6«=i45-S=107 кг1т-
Экономия кокса
ДЬ=И5-107-100 =26,2*/,.
334
Производительность вагранки увеличивается по опытным данным
примерно на 20%' и составит 6=15 000*1,20=18 000 кг/ч.
Заменяем 40®/0 кокса (при работе на горячем дутье) или
В2К = 18-107-0,4 = 772 кг/ч.
Примем объемный состав сухого природного газа:
СО2 = 0,2°/0; СН4 = 94,0%; С2Н8=1,2°/о; С3Н8 = 0,7%;
C4Hlo = O,4%; CsH12 = O,2°/o; N2 = 3,3%. Итого 100%.
Теоретически необходимое количество воздуха
и0 = 0,0476 (2СН4 + 3,5С2Нв + 5С3Н8 + 6,5С4Н10 + 8С6Н12) =
= 0,0476 (2 • 94,0 4- 3,5 • 1,2 4- 5 • 0,7 + 6,5 • 0,4 + 8 • 0,2) = 9,5 м31м3.
При расчете горения природного газа учитываем, что имеет место
реакция глубокого восстановления СОг+С—>200—38 790 ккал!моль, и
поэтому будем считать содержание окиси углерода в уходящих газах
СО=8%. Этому соответствует коэффициент расхода воздуха
а=1 69,4 = 0’89-
Расход воздуха на горелку берем с а = 1,1, тогда
ов= 1,1*9,5=10,43 m?Jm3.
Избыточный воздух, участвуя в горении природного газа в форка-
мере, в дальнейшем используется для горения кокса и продуктов гази-
фикации.
Объем продуктов при полном сгорании по таблице [Л. 5, стр. 169]
и0 =10,68 м3/м?, в том числе = 1,01 м3]м3.
При неполном сгорании объем будет больше за счет реакции восста-
новления
& 0,08 • 10,68 = 0,87 м31м3
и
иг 10,68 4- 0,87/2 =11,11 м3[м3.
Определим коэффициент использования природного газа при сгорании
с горячим воздухом
1 Г Л + Л_ffx.H 4 ^у.»
^.т.пр.г-_____________+
Здесь
/т=ст^т = 0,41 • 40 = 16,4 ккал[м3',
/в = vBcBtB = 10,43 • 0,334* 700 = 2 430 ккал/м3',
Ях.в.=ycoQCo=0.87 • 3 020 = 2 620 ккал/м3',
/у г = Oy.itfy.i/у.г = 11,38 • 0,349 • 500 = 1 990 ккал!м3',
1 _1_16’4 + 2430 2 6204-1990 п -
'Пи.т.пр.г 1 "Г 8500 8500 и,/О.
Расход природного газа определим по формуле
Ввд.г=В,-^.4^-=772<^ = 530
Он.пр.г^и'т-пр-' и’75
335
Расход воздуха на вагранку будет:
Vb = Bkvb.k + Bdp.^b=1 152.6,34 + 530-10,43^ 12600 м'/ч.
Здесь расход кокса
Вк = 18-0,6.107= 1 152 кг/ч.
Пример 7-2. Регенеративный воздухоподогреватель
с «падающей» сыпучей насадкой
Задание. 'Произвести тепловой и конструктивный расчет регене-
ративного воздухоподогревателя с падающей сыпучей насадкой, состоя-
щего из газовой и воздушной камер. Верхняя (газовая) камера служит
для нагрева сыпучей насадки газами из топки, нижняя (воздушная) —
Рис. 7-1. Регенеративный воздухоподогреватель с па-
дающей насадкой из мелкозернистого огнеупорного ме-
талла.
1 — топка; 2 — газовые горелки; 3 — ввод колошниковых газов
для дожигания; 4 — корпус газовой камеры; 5 — футеровка из
шамотного легковеса; 6 — тормозящие полки; 7— разбрасыва-
тель сыпучего материала; 8 — перепускная труба с мигалкой и
регулирующим устройством; 9 — отвод газов в водяной эконо-
майзер; Ю — корпус воздушной камеры; 11 — подача воздуха от
воздуходувки; 12 — отвод горячего воздуха к вагранке; 13 —
сборник охлажденного теплоносителя.
для нагрева воздуха за счет тепла насадки. В обоих теплообменниках
осуществлен противоток: в первом насадка сыплется навстречу газу, во
втором — навстречу воздуху. Горячие газы с температурой £'г=1 100° С
поступают из топки, в которой дожигаются газы от чугунолитейной
вагранки в факеле природного газа. Количество газов, поступающих из
топки, У°г=25400 м3/ч. Температура газов на выходе из теплообменни-
ка f'r=300°C. Состав газов: СО2=9,5%; Н2О= 19,9%; О2=0,6%; N2=
336
1
Рис 7-2. Конструктивная схема обеспыливания газов
или воздуха.
1 — корпус, 2 — бсбышка с завихрителем газового потока,
3 — ловушка сильно запыленного потока; 4 — отвод пыли;
5 — сборник пыли
= 70%; итого 100%. Температура насадки на входе в теплообменник
Гн=100°С [Л. 1, 3, 5, 19—21].
Выбор конструкции воздухоподогревателя. На рис. 7-1 показана
разработанная под руководством автора конструкция топочного устрой-
ства и регенеративного воздухоподогревателя с падающей насадкой.
Ваграночные газы с температурой около 300° С вводятся в цилиндри-
ческую топку тангенциально и сжигаются в факеле природного газа,
который создается инжек-
ционными горелками.
Воздух, засасываемый го-
релками, не подогревает-
ся, температура факела
очень высока и составля-
ет ~ 1 700° С. Туннели га-
зовых горелок набивают-
ся из высокоогнеупорной
массы, состоящей из хро-
момагнезитового порошка
с добавкой жидкого стек-
ла, огнеупорной глины и
кремнефтористого натрия.
После догорания низкока-
лорийных ваграночных
газов температура про-
дуктов сгорания понижается примерно до 1 000—1 100° С и они по-
даются в газовую камеру теплообменника навстречу падающей насад-
ке. Для торможения сыпучей насадки в камере могут быть устроены
тормозящие полки, выполняемые из жароупорного бетона. При устрой-
стве тормозящих полок согласно экспериментам (Л. 20а] время контакта
увеличивается в 1,5—4 раза. При конструкции, представленной на
рис. 7-'1, можно положить, что это увеличение будет в Р/г и 21 /2 раза,
и, следовательно, во столько же раз уменьшится высота шахты. Газы
покидают газовую камеру вверху через улитку и далее проходят го-
ризонтальный циклон (рис. 7-2), где обеспыливаются. Песок, вводимый
в верхнюю часть камеры, распределяется при помощи водоохлаждаемо-
го разбрасывателя. Раскаленный песок перепускается в воздушную ка-
меру, устройство которой аналогично с газовой камерой. Горячий песок
падает навстречу воздушному потоку, охлаждается и возвращается на-
верх при помощи механического или пневматического подъемного
устройства. Горячий же воздух после обеспыливания подается в фурму
вагранки. Размеры воздушной камеры лишь незначительно отличают-
ся от размеров газовой камеры, расчет которой выполняется аналогич-
но предыдущему. Более точная методика расчетов (по интегральному
значению показателей) приведена в статье Г. Д. Рабиновича [Л. 21].
Тепловой расчет теплообменника для нагрева насадки. Энтальпия
газов на входе в теплообменник 1г=с'тВт, ккал!м\ где с'т— средняя
теплоемкость газов, определенная по составу газов; с'г=0,37 ккал/м^'Х
Хград.
/'r=0,i37 • 1100=406 ккал[м3.
Энтальпия газов на выходе из теплообменника
ккал/м\
где с"г — средняя теплоемкость газов на выходе из теплообменника^
с"г—0,336 ккал/м3 • град.
/"г=0,336-300=100 ккал]м3.
22—1243 337
Согласно |[Л. 20] принимаем массовый коэффициент концентрации
.насадки
Р = %-—1»3 кг}кг,
где Gr— массовый расход газов, кг/ч, Gs — массовый расход насадки,
кг 1ч.
Определив плотность газов на входе в воздухоподогреватель рг=
= 1,26 кг]м3, получаем Gr= Vrpr=l 1,26 «25 400 =30 400 кг/ч, тогда GH =
= Grp, = 1,3*30 400=39 500 кг!ч.
В качестве материала насадки принимаем сеяный кварцевый пе-
сок [Л. 20].
Принимая коэффициент сохранения тепла <р=-1—<75=1—0,02 = 0,98,
определяем температуру насадки на выходе из теплообменника из
уравнения теплового баланса
GhCh (t"a - t'n) = VT (I'T - I"r) <p.
Далее принимаем: эквивалентный диаметр частицы сыпучей на-
садки d3=0,5 мм; плотность вещества насадки рн=2 650 кг/м3-, сред-
нюю теплоемкость насадки сн=0,2 ккал!кг* град. Тогда получаем:
39 500 • 0,2(Гн—100) =25 400(406—100)0,97.
Решая данное уравнение относительно /"н, определим г"н=1035°С.
Скорость витания частиц насадки при d3>0,52 мм-. .
швит = 0,00113da (“J м[сек [Л. 3].
Средняя температура газов
#ср __ i"t 4~ i't 300 1 ЮО 7ПЙ° С
Плотность газов
Рг = 1,3 2732^3700-=0,342 кг[м\
Коэффициент кинематической вязкости газов берется из таблицы [Л. 5]
vr= 112- 10-в м?!сек.
Тогда
Юии=0,0О113</э// (v)! 1
= 0,00113-0,5
V.
2 106
-т-пу = 4,7 mi сек.
Критерий Рейнольдса
Ро_____________4,7.0,5. 10-3 _910
Ке— уг 112.10-е
Критерий Нуссельта [Л.20]
Nu = 0,186Re0*8 = 0,186-21°>8 = 2,13.
Коэффициент теплоотдачи от газов к насадке
a = Nu -^ = 2,13l,I\j<e/-=302 ккал/м2-ч-град,
где Хг=7,11 • 10~2 ккал/м -ч- град — коэффициент теплопроводности га-
зов [Л. 5].
338
Для определения поверхности нагрева насадки составляем урав-
нение теплового баланса
Vr(Z'r-Z"r)<p = a/W,
где коэффициент сохранения тепла 9= 1 —q6 = 1 —0,02 = 0,98.
Средний логарифмический температурный напор
A J
2-318 ’
где Д?б = Гг —£'H=300— 100 = 200°С; = Гн= 1 100—1035=
= 65° С.
a f_ 200 65 — 135 ___11 Q° Г
4— 200 2,3 Ig 3,08 —
2,31g 65
Тогда поверхность нагрева насадки
F_Vr(/'.-/"r)T __25 400(406-100)0,98__9in
Г аД/ 302-119
Зная поверхность нагрева насадки, можно определить время пре-
бывания насадки в камере [Л. 20]:
600FJepH 600-210.0,5.2,65 . о
' = -V&=---------39500-----=4-2 сек-
Определим время нагревания насадки до 1035° С по графику, со-
ставленному Д. В. Будриным, и сравним с полученными расчетными
данными. Для этого определим величину критерия Био:
Bi= 3°д'”’”05=0,0122.
А.д* Z O.Z-Z
Здесь коэффициент теплопроводности кварцевого песка 6,2 ккал/мХ
X ч • град.
Средняя температура поверхности песчинки
tt == 100+2103.5. = 567° С.
Средняя температура газовой среды
4 = 1 юо + зоо = 700О с
По графику Д. В. Будрина находим значение критерия Фурье:
Fo= =
f а9 У
\ 2 /
Здесь коэффициент температуропроводности кварцевого песка (веще-
ства насаДки) а=12«10-3 мР/ч. Тогда необходимое время пребывания
насадки в камере
Ма\8 /0,5 V
Fo (~г) 20,(~'10~’)
Т = —= 10,4-10-8 ч 0,4 сек.
Отсюда следует, что времени пребывания насадки в камере тепло-
обменника достаточно, чтобы насадка нагрелась до 1 055° С. Это ясно
и без определения времени нагрева, так как из теории теплопроводно-
сти известно, что если Bi <0,1, то имеет место квазистационарный про-
грев, т. е. тело имеет одинаковую температуру во всем объеме.
Высота камеры, как видно из предыдущего, зависит от времени
контакта и при более крупных частицах сыпучего теплоносителя может
быть очень большой, неприемлемой для габаритов проектируемой уста-
22* 339
яов'ки. Для увеличения времени контакта устраиваются тормозящие
полки, которые, как указывалось выше, увеличивают время контакта
в 172—4 раза в зависимости от угла наклона, соотношения сечений и
конструкции полок. Одновременно увеличивается в 1,2—1,8 раза значе-
ние объемного коэффициента теплообмена.
Конструктивные размеры теплообменника. Скорость газов в газо-
вой камере шг=&vWbht> где kv — коэффициент аэродинамического тор-
можения, составляющий 0,7—0,9 [Л. 20]. Принимая &г,=0,9, получаем:
wr = kvwBWt = 0,9 • 4,7 = 4,35 м/сек.
Расчетная высота камеры теплообменника
Н'г=(швит — wr)T = (4,7 — 4,35) 4,2 = 1,47 м.
В связи с наличием переходных зон на концах камер увеличиваем
расчетную высоту камеры на 20%:
Нг= 1,2//%= 1,2-1,47= 1,75 м.
Внутренний диаметр камеры теплообменника
П - 1 1 / 25 400 ‘ <273 + 70°) - - 9 79
у 900ла>г—Г 900-3,14-4,35-273
Для предохранения труб водяного экономайзера от истирания осу-
ществляется очистка газа от пыли и песка. С этой целью после тепло-
обменника устанавливаются улитка-сеператор и пылеотделитель.
Конструктивные размеры улитки определяются согласно каталогу
циклонов НИИОГАЗ в зависимости от внутреннего диаметра камеры
теплообменника.
Тепловой расчет воздушной камеры теплообменника. Принимаем
температуру воздуха на входе в теплообменник i/B=20°C, тогда энталь-
пия его /'в=6,3 ккал/м2-, температуру воздуха на выходе из теплооб-
менника t"B = 700° С, тогда энтальпия его /"в = 234 ккал]м\
Скорость витания частиц песка определяем по формуле
^Вит = 0,00113й?э рЛ м1сек [Л. 3].
Значения рв и vB берем при средней температуре воздуха
j.cp_1"в 4~ 1'в 700 4~ 20_ЧКПо Г*
Плотность воздуха при данной температуре
Р» = 11293 ^|W=1’293 273^360 = °'56
Коэффициент кинематической вязкости воздуха [Л. 5]
v == 56,7• 10“® м2/сек.
Тогда скорость витания частиц песка
'^„=0,00113.0,5//(25^у 5б[7/_, =4,17 м/сек.
Критерий Рейнольдса
т~>„ м>вит^э 4, 17.0,5- 1Q-* о
Ке— Vb 56,7.10-6
Критерий Нуссельта
Nu=0,186 Re° •’ = 0,186 • 36,8°-8 = 3,3.
Тогда коэффициент теплоотдачи от насадки к воздуху
а = Nu = 3,3 0"5. jo-» = 2^4 ккал/м2• ч • град.
•340
Поверхность нагрева теплообменника можно определить из урав-
нения теплового баланса камеры
Vb(P'b-Zb) = «™?,
где количество подогреваемого воздуха VB = 15600 м3/ч взято из при-
мера 7-1 с запасом производительности в 20%; коэффициент сохране-
ния тепла ф= 1 — q5= 1—0,02=0,98.
Средний логарифмический температурный напор определяем по
формуле
Л
“ Д/б ’
2'31^
<где Д/б = /я —Г'в= 1035 — 700=335° С; Д/м = /'„ — /'„=100—20=80° С.
Тогда
Д/=-335у^° = 178°С,
2,3 gg-
я поверхность нагрева
р_ V,(7ZZ»-7'B) 15600 (234-6,3) _
аД^ ~ 264-178.0,98 — им.
Время пребывания насадки в камере теплообменника
_______________ 600FJePH _600.77.0,5.2,65_. ,-к
х gh ~ 39 500 1,оо сек.
Конструктивные размеры воздушной, камеры. Согласно [Л. 20]
скорость воздуха в камере wB = kvwBin, м[сек\ принимаем ^ = 0,74, тогда
wB = 0,74wBIiT = 0,74«4,17 = 3,04 м/сек.
Расчетная высота камеры теплообменника
Н'в = (швит — йув) х = (4,17 — 3,04) 1,55 = 1,76 м.
В связи с наличием переходных зон на концах камеры величину
высоты камеры увеличиваем на 25%:
Яв= 1,25Я'В= 1,25-1,76 = 2,2 м.
Внутренний диаметр камеры теплообменника
D -у/ V» — 1/ 15 600.(273 + 360) . . 9 „
у давЯ.9ОО 3,04.900-3,14.273 '
Внутри камера теплообменника выложена шамотным легковесным кир-
пичом. Толщина кладки —1/2 кирпича (125 мм}.
Для изоляции снаружи кирпич покрыт диатомитовой обмазкой, тол-
щина ее ддо = 20 мм.
Кожух теплообменника выполнен из листовой стали толщиной
6М=4 мм, следовательно, наружный диаметр .камеры будет равен:
£>нар=2,72+2 • 0,125+2 • 0,02+2 • 0,004 «3,00 м.
Для очистки воздуха от пыли и песка за камерой теплообменника
установлен улиточный сепаратор.
Аэродинамический расчет воздухоподогревателя. Потери давления
<со стороны дымовых газов находим по уравнению (Л. 20]
L wr
Здесь go — общий коэффициент сопротивления газовзвеси, опреде-
ляемый по следующей критериальной зависимости:
*° = (1,81g Rer —1,5)2 + Ff + ,
341
где критерий Рейнольдса для чистого газа Rer — w* D/vr-, критерий Рей-
нольдса для газовзвеси Re = ay^dg/Vj.; критерий Фру да Fr =Dg/v^ .
Средняя температура газов в камере
^ср 1 100 -|- 300 700° С
Кинематическая вязкость газов, определенная по температуре tcp
[Л. 5], составляет: vr= 112- 10-в м2{сек.
Тогда имеем: Rer=^=^^ = 114000; ДУвит^в 4,7.0,5-10 —л q, Ке — 112-10-6 2и,У’ Fr=^-=^™ = 1,21. w 1 вит
Тогда общий коэффициент сопротивления
5° = (1,81g 114000 — 1,5)2 + 2 * 1 • 1,21 0,5 20,9-0,5.ю-3 172'
Следовательно, потеря давления по длине камеры равна:
ДЛ = 5о “^--^-Рг= 172'2772--^2 0,342 = 56,6 мм вод. ст.
Самотяга камеры
ДЛС = —L(pB —р'г) = — 2,26^(1,293 — [0,342) = — 2,14 мм вод. ст.
Общее сопротивление воздухоподогревателя со стороны дымовых
газов
ДЛг=Дй—Д/гс —56,6— 2,14=J54,5 мм вод. ст.
Местные сопротивления определяются по обычной методике [Л. 19]
и составляют Д/гм~51 мм вод. ст.
Общее сопротивление газового тракта
ДДг = 54,5-]-51 = 105 мм вод. ст.
Потери давления со стороны воздуха. Потери давления по длине
камеры [Л. 20] аналогично предыдущему
2
7
Общий коэффициент сопротивления газовзвеси определяется по той
же критериальной зависимости:
“ (1,81g Rer—l,5)r + Fr +
Здесь критерий Рейнольдса для чистого воздуха
ре ——- 4 ’17 —-2——94 000-
кег—— — 56j7.lc-6 —
vB — кинематическая вязкость воздуха, м2!сек-, ц — массовая кон-
центрация кварцевого песка, кг/кг:
|А=~, кг!кг.
Здесь GB — массовый расход воздуха, кг{ч\ GB='VBpB = 15 600-1,293 =
= 20200 кг/ч.
342
Тогда
— 39 500 __। gn кг!кг
F 20 200 1 ,У2 кг'кг’
Критерий Рейнольдса для взвеси
Re = = 4>1J^^29L8. = 36,8.
у ►ч»-» / _ I I I О ’
56,7-10-6
2,05-9,81 . .~
~4~17~=:1’16-
Критерий Фруда
Fr = -^-
2
W
ВИТ
Общий коэффициент сопротивления приближенно будет равен:
Bo^Fr + O.S ^-=2.1,92.1,16+0,5 1
Следовательно, сопротивление по длине камеры будет:
ЛЬ Е L W* РВ 111Г2-8 4>172 А СС л
AZ? = £0 -jj- 2 = 111,5 з-де* уд g2- 0,56 = 76 мм вод. ст.
Самотяга камеры
ДЛС =— L(p° — рв) =— 2,8(1,293 — 0,56) = — 2,05 мм вод. ст.
Общая потеря давления по длине камеры теплообменника:
ДЛС = ДД — ДЛС = 76 — 2,05 80 мм вод. ст.
Местные сопротивления системы, рассчитанные по [J1. 19], состав-
ляют 2ЛВ=75 мм вод. ст. (расчет опущен).
Общее сопротивление 2Лв = 80+75= 155 мм вод. ст.
Пример 7-3. Трубчатый стальной рекуператор
для автономного подогрева воздуха
Задание. Спроектировать установку для автономного подогрева
воздуха для чугунолитейной вагранки производительностью 10 т/ч.
Температура воздуха 700° С, топливо — природный газ следующего со-
става в объемных процентах: СН4=85,9%; С2Н6=2,5%; С3Н8=1,0%;
С4Ню=0,5%; С5Н2=0,03%; С02= 0,07°/о' и N2=1O,O°/o. Низшая теплота
сгорания QP = 8000 ккал[мм\
Литература: [Л. 1, 14, 26]. Справочные данные из (Л. 5, 19].
Выбор установки. В настоящем проекте не ставится задача исполь-
зования тепла газов, уходящих из вагранки (хотя это является важ-
ным). Сложность использования ваграночных газов заключается в не-
прерывном изменении их состава, температуры, количества и степени
загрязненности. Поэтому часто устраивают независимый (автономный)
подогрев воздуха путем юбогрева теплообменника продуктами сгорания
газа (добавочного топлива). Ваграночные газы подвергаются лишь ме-
ханической очистке.
Выбираем стальной трубчатый радиационно-конвективный рекупе-
ратор. Согласно рекомендации проф. Н. А. Семененко [Л. 26] наиболее
перспективными являются трубчатые радиационные рекуператоры
с двойной циркуляцией. Теоретическое обоснование его приведено
в упомянутом пособии (стр. 151 и далее).
Радиационный рекуператор представляет собой сварную трубчатую
конструкцию (рис. 7-3). Воздух поступает из конвективного рекупера-
тора в два коллектора 6, откуда распределяется по параллельно вклю-
ченным трубам двойной циркуляции. Сначала воздух прогоняется через
внутренние трубки, затем поворачивает на 180° (см. узел Л) и прохо-
343
дит через концентрические пространства между наружными и внутрен-
ними трубами. Трубы обогреваются снаружи дымовыми газами, при-
чем тепло от газов передается главным образом излучением и в малой
части конвекцией. Горячий воздух поступает в коллекторы 7 и далее
направляется в фурмы вагранки. Продукты сгорания из радиационного
рекуператора поступают в конвективный рекуператор обычной конст-
рукции. В нем газы из коллектора распределяются по трубкам и дви-
жутся внутри труб, а нагреваемый воздух прогоняется поперек пучка
труб в три хода и далее поступает в коллекторы радиационного реку-
ператора. После конвектив-
ного рекуператора газы на-
правляются для дальнейше-
го использования в водяной
экономайзер и далее к ды-
мососу. Г аз сжигается в-
топке, снабженной газовой
турбулентной горелкой
Стальпроекта, обеспечиваю-
щей интенсивное сжигание
природного газа, конструк-
тивно показанной на рис.
9-16 в (Л. 1]. Для пониже-
ния температуры топочных
газов осуществляется рецир-
куляция газов. Циркуляци-
онный вентилятор 3 заби-
рает газы после конвектив-
ного рекуператора и возвра-
щает их в смесительную»
Б-Б
Рис. 7-3. Воздухоподогреватель стальной трубчатый.
а — принципиальная схема рекуператора, б — радиационная часть рекуператора; в — конвективна»
часть рекуператора; / — топка; 2 — горелка; 3 — циркуляционный вентилятор; 4 — смесительная ка-
мера; 5 — радиационная часть рекуператора из труб с двойной циркуляцией воздуха; 6 — коллектор
для воздуха, поступающего из конвективной части; 7 — выход горячего воздуха; 8 — отвод газе»
в конвективную часть; 9 — конвективная поверхность рекуператора; 10 — ввод холодного воздуха;.
// _ отвод подогретого воздуха в радиационную часть; 12 — водяной экономайзер; 13 — отвод ухо-
дящих газов к дымососу; 14 — горячий воздух к вагранке; /5 —воздух из конвективного рекупера»
тора; 16 — газы из радиационного рекуператора; 17 — подогретый воздух в радиационный рекупе-
ратор; 18— циркуляционная труба.
344
часть топки через сопло, снижая температуру газов перед трубами реку-
ператора до допустимой величины 1 100—1 200° С (вместо циркуляци-
онного рекуператора можно возвращать часть газов от дымососа).
Расчет горения. Подача воздуха в вагранки по практическим дан-
ным составляет от 60 до 180 мг)мин на 1 м2 поперечного сечения. Вы-
бираем средний расход воздуха 120 мг1м2-мин. Тогда сечение вагранки
в области фурмы при диаметре вагранки D = l,2 м
Fb = ^-=3J441,2-2-= 1,13
Расход воздуха на вагранку
VB= 120-60-1,13 = 8 150
Теоретический расход воздуха, необходимый для полного сгорания
топлива (Л. 1, табл. 10-2]:
у»=0,0476 [ 0,5СО + 0,5На + 2СН. + V (m+4) CmHn +
+1,5 H2S — О2 j = 0,0476 [2• 85,9 + (2 + А) • 2,5 +
+(з + 4-)-1.0+(4 + -^)-0.5 + (5 + ^-)-0,031 = 8,8 м'/м'.
Для полного сгорания топлива требуется некоторый избыток воз-
духа, характеризуемый (Коэффициентом избытка воздуха, который при-
мем а= 1,1.
Общий объем дымовых газов vr складывается из объема сухих га-
дов г и объема водяных паров vHjO.
Объем сухих дымовых газов при нормальных условиях
»с.г = ^ro, + »N. + (» “ 1) °"'
где yRO;i = усо2 4" vso, — объем сухих трехатомных газов, v°n —мини-
мальный объем азота, поступившего в топку (при а—1), л^’/лс3:
v°Na = 0,79и°+= 0,79 • 8,8 + = 7,05 м3/м3.
= 0,° 1 [СО4-СК+ £ тСА + H2S + СО2] =
= 0,01 [89,54-2-2,5 + 3-14-4.0,54-5-0,034-0,07] = 0,961 м*/м\
Объем сухих дымовых газов
ос.г = 0,961 +7,05+ (1,1 — 1).8,8 = 8,89 м?/м.3.
Объем водяных паров
°н.о=°-01 [ НН-2СН, + V Л- сл+H2S4-0,124dr1+
+0,016о°а= 0,01 [2-85,94-4-2,5+4--1+4?”0,54-
I Z с Zl
+-^-. 0,03 ] + 0,016 - 8,8 -1,1 = 2,01
Общий объем дымовых газов
^ = ^ + ^0 = 8,89 + 2,01 = 10,90 м3/м3.
Содержание в составе продуктов сгорания трехатомных газов:
СО2 = °-^Н22 = 8,80/0; Н2О ^422. = 18,50/с
345
Тепловой баланс рекуператора и расход топлива. Количество теп-
ла, необходимое для нагрева воздуха в количестве VB=8150 м3/ч от
Гв=0 до /,,,в=7О0р С:
Q = VB(/"'B — /'в) = 8 150(233 — 0)= 1,9- 10е ккал/^=1^ Гкал1ч.
В конвективной части рекуператора воздух нагревается от /'в=0°С
до f,B=450°C, на что затрачивается тепло в количестве
QK = 8 150 (1”в — Гв) = 8 150 (146 — 0)>= 1,19 -10е ккал]* =
= 1,19 Гкал{ч.
В радиационной части рекуператора воздух догревается от Г'в=
= 450° С до ?"в = 750° С, на что затрачивается тепло
Qr = VB(/"% —/"в)==8 150(233— 146) = 0,71 • 10е ккал^ =
= 0,71 Гкал{ч.
Выше Гв, Г's и Г— энтальпии воздуха при t'B, t"B и t"'B,
°C, ккал]м?.
Примем следующее распределение температур продуктов сгорания:
перед радиационным рекуператором и после него Z'ip=1200oC и
Z,,ip = 900°C;
перед конвективным рекуператором /,1К=885°С и f,iK=350°C;
после водяного экономайзера /,,1эк= 180° С.
Расчет рециркуляции газов. Для создания температуры продуктов
сгорания 1200° С применяем рециркуляцию газов [Л. 1]: отработанные
газы после рекуператора возвращаются в топку с температурой 350°С.
Характеристикой рециркуляции служит кратность рециркуляции i —
=^^*, где иобр — количество возвращаемых газов; иг — количество газе»*
при обычном сжигании топлива.
Кратность рециркуляции выбирается из условий создания на выхо-
де из топки необходимой теоретической температуры сгорания tK—
= 1 200° С.
В развернутом виде из уравнения теплового баланса смешения
можно написать:
(Ur -j- бр) Ссм^к “1~ O°aiCBfB -j- &обрСобр^ обр>
где сСмл сОбр — средние теплоемкости газов после смешения и обратных
газов; т]т — к. п. д. топочного устройства. Предварительно принимаем:
Сем=0,371 ккал]м3•ч-град и сОбр=0,334 и т]т=0,92.
При Аг=О и fB=0 имеем:
(10,9 + иобр) • 0,371 • 1 200 = 8 000 • 0,92+иобр • 0,334 • 3 50,
откуда
Собр= 11,75 м?]м\
Кратность рециркуляции
;__ °обр 11,75 . лц
‘То^—1>и8-
Объем газов в любом сечении газохода от места возврата до места»
отбора
^рец == Or ~Н ^обр 10,9 11,75 = 22,65 м?]м3.
346
Проверим величину средней теплоемкости газов при 1200° С [Л. 5]:
„ ___°RO3CCO3 4- °n2cn3 4 °н3осн3о 4- v° (“”» 1)с»
6'см---------------------- —
0,961-0,5407 + 7,05-0,3378 + 2,01-0,4244 + 0,1-8,8-0,3422
“ 10,9 —
= 0,371 ккал/м3-ч-град,
что совпадает с принятой выше. Также верной является и сОбр=-
—0,334 ккал!м3 • град.
Определение расхода топлива. Расход топлива определяется по
формуле [Л. 1]
Qb 4~ Qo.c
Здесь QB — расход тепла на нагрев воздуха, ккал/ч-, Q0.c— потери теп-
ла в окружающую среду, ккал/ч-, т]и.т— коэффициент использования
топлива в рабочем пространстве:
<7м <7х.н 4~ <7м.н 4- А>.г
Qh
Потери тепла от химического недожога принимаем в 1®/0 от Q*:
н = 0,01-8 000 = 80 ккал/м3.
Чи.т — 1 “4
После .рекуператора предусмотрен водяной экономайзер с темпера-
турой уходящих газов 160°С. Температура газов на выходе из рекупе-
ратора 350° С. Потеря тепла с газами при /о.г=350°С составляет:
7о.г = ио1соуог = 10,9-0,334-350 = 1 260 ккал/м3.
Следовательно,
. 80 + 1260
^1и.т — 1 8 000 U’C<:5‘
Потери тепла в окружающую среду находим как сумму потерь на
различных участках ограждения рекуператора, газопроводов и возду-
ховодов по формуле
Qo.c =: У Fk&tср,
где F— площадь поверхности отдельного участка; k — коэффициент
теплопередачи на этом участке; Д|/Ср — средняя разность температур
поверхности данного участка и окружающего воздуха.
Коэффициент теплопередачи k находим по формуле
4--^-4- ^-4- _L
k «j ' Xj ’ Xi ’ «2 ’
где ai — коэффициент теплоотдачи от нагретого газа >к стенке рекупе-
ратора, ккал/м2* ч-град-, и Хг—коэффициенты теплопроводности ма-
териала стенки рекуператора и изоляции, ккал/м -ч-град', 61 и б2 —
толщины стенки и изоляции, м\ <х2—коэффициент теплоотдачи от стен-
ки рекуператора в окружающую среду, ккал/м2-ч-град.
На основании расчета, который для краткости опускается, состав-
ляем табл. 7-1.
Расход топлива
о 1-9-106 +0,203-106 о 3.
&— 8 000-0,83 316 М [ч.
347
Т а б лица 7-1'
Таблица расчета суммарных потерь тепла
Название участков Поверхность F, м? «1 = “л + “к И»?* И* I 83 Х2 «2 k Д* <?о с
Радйационная и то- почная поверх- ность 19,75+42,3 55,5+2,05 0,4 0,77 0,4 — 7,1 1,47 1300 94 500
Конвективная по- верхность 75,0 74 0,73 0,015 0,03 7,1 1,42 605 64 500
Воздухопровод к вагранке 15,5 40 50 0,015 0,125 0,03 7,1 2,46 680 25 800
Газоход к эконо- майзеру 15,5 34,1 50 0,015 0,152 0,03 7,1 2,4 330 12 300“
Газоход рецирку- ляционый 7,85 34,1 50 0,125 7,1 2,4 330 6 400
EQ 0iC = 203 500 ккал!ч.
Количество продуктов сгорания:
а) перед рекуператором
K=22,G5-316 = 7 150 м31ч\
б) перед дымососом
Vr= Ю,9-316 = 3 450 м3/ч.
Исходная характеристика рекуператора. Радиационный рекупера-
тор изготовляется из труб жаростойкой стали. Выбор стали опреде-
ляется их жаростойкостью /ЯЪ°С Трубы из стали ЭЯ1Т (Х18Н10Т) име-
ют Z» = 800QC. Трубы из более жаропрочной стали имеют /ж = 850—
900°С (заводские марки ЭИ240, ЭИ812 и др.). Поэтому температура
металла в горячей части труб не должна быть выше 7^=800 + 273 =
= 1 073° К и минимальная не выше 7vM=700 + 273=973° К.
Диаметр внутренних труб, в которые поступает воздух из конвек-
тивной части, 76X3 мм. Диаметр наружных труб 1Ч4Х5 мм. Расстоя-
ние в свету между двумя рядами труб 900 мм. Длина стенок радиаци-
онной части 3 570 мм.
Во избежание больших градиентов температур по периметру труб
расстояние между осями труб, а также между осями труб и ограждаю-
щей кладкой должно быть не менее 1,5 диаметров наружной трубы.
Расстояние между осями труб
$= 1,5 J"Hap= 1,5-114=170 мм.
Расстояние между осями труб и обмуровкой
е= l,5tf'Hap= 1,5-114 = 170 мм.
Трубы при нагреве свободно удлиняются вниз.
Конвективная часть представляет собой трехходовой трубчатый
рекуператор, в котором дымовые газы движутся по трубам сверху
вниз, а воздух омывает их поперечным потоком, для чего в рекупера-
торе установлены горизонтальные перегородки. Для компенсации тем-
пературных удлинений труб применяются компенсаторы индивидуаль-
ного типа (сальник с поршневыми кольцами), которые обеспечивают
свободный проход труб через трубную доску. Компенсаторы располага-
ются в нижней части рекуператора, где они меньше нагреваются.
Конвективная часть состоит из труб диаметром 45X2,5 мм с попе-
речным шагом Si = 78 мм и продольным шагом s2 = 67 мм
348
Шаг труб выбирается из условий равенства сечения для прохода
воздуха в поперечном и диагональном направлениях.
Расчет радиационного рекуператора. Расчет радиационного реку-
ператора проводим в поверочном плане методом последовательного
приближения. Задаваясь средней температурой наружных труб /Ст, оп-
ределяем значение
Q^Q^+Q'^+Q'^,
где Qi — количество тепла, отдаваемого наружной поверхности нагре-
ва излучением продуктов сгорания и кирпичной кладки и конвекцией
от газов (конвекция играет небольшую роль); Q'2— количество тепла,
отдаваемого конвекцией воздуху в кольцевых щелях от наружных труб,
ккал/ч-, Q"2 — количество тепла, отдаваемого воздуху конвекцией
в кольцевых целях от внутренних труб, ккал/ч- Q"'z— количество тепла,
отдаваемого воздуху конвекцией во внутренних трубах, ккал/ч.
Если Qi=#SQ2, делается пересчет с новым значением /Ст до тех
пор, пока Qi станет равным SQ2.
Уравнение теплообмена [Л. 1, стр. 161]:
Здесь СБ — видимый (приведенный) коэффициент лучеиспускания,
ккал)м2- град'1-, H^—F^x— лучевоспринимающая поверхность труб; х—
угловой коэффициент экрана [Л. 5]; = ] — средняя
эффективная разность четвертых степеней абсолютных температур га-
зов и металла труб, вычисленная ниже; £— коэффициент, учитываю-
щий загрязнения (£=0,62); Св = Соев определяем по графику Д. В. Буд-
рина.
Принимая температуру уходящих газов 7^=900+273 = 1 173° К и
Ть=1 200 + 273 = 1 473° К, находим по формуле усреднения (11-11) [Л. 1J:
Этой величине соответствует средняя эффективная температура
Тс* = 1 323° К или Г р = 1 050° С.
Расчет сводим в табл. 7-2.
Выше определена средняя температура стенки наружных труб tCr—
=750° С. Учитывая неравномерность тепловосприятия по периметру труб
и по высоте, а также повышение температуры стенок при снижении теп-
ловой нагрузки, марку стали выбирают по локальной максимальной
температуре стенки /ст макс=950° С.
Для труб 114X5 — ЭИ72 и др.
Для труб 76 X 3,5 — ЭЯ 1Т.
Выбор газовой горелки и определение объема топки. Расчетный
расход топлива 316 м3/ч. Выбираем газовую турбулентную смеситель-
ную горелку низкого давления производительностью В=400 м3[ч. Дав-
ление газа перед горелкой ПО—120 мм вод. ст. Давление воздуха пе-
ред горелкой НО—120 мм вод. ст. Топка, в которой устанавливается
горелка, изображена на рис. 7-3.
349>
Таблица 7-2
Таблица расчета радиационного рекуператора
Величины Расчетная формула или способ определения Значение
Количество тепла, отдаваемо- го продуктами сгорания воздуху при нагреве его от 450 до 700е С 8 150 (233—146) 710 000 ккал/ч или 826 кет
Средняя температура продук- тов сгорания, еС -^-(1 2004-900) 1 050е С
Средняя температура наруж- ных труб /ст, еС Из предварительных расчетов 750е С
Отношение внутренней поверх- F ил 1,3
ности кладки (стен, свода, по- да) к лучевоспринимающей по- верхности Ял
Степень черноты поверхности труб ем 0,82
Степень черноты топочной среды при составе газов: Н2О = 18,5% СО2 = 8,8% При номограмме IX [Л.5] при условии: гп = 0,185 4- 0,088 = 0,273 3,6V 1 1, 5 — р — 1,17 м
s — эффективная толщина газо- вого слоя; kT—коэффициент ос- лабления лучей газами; гп — сум- марная доля трехатомных газов и kr= 1,125; rns = 0,32 Vns = 1,125.0,279-1,17 = 0,36 ег = 1—e~kYr-as 0,3'
Приведенный коэффициент лучеиспускания Св Угловой коэффициент для од- норядного экрана С*в === Соемеп По графику рис. 11-9 [Л.1] еп = 0,55 Св = 4,9-0,82-0,55 • По рис. 11-6 ]Л.5, стр. 196] 2,2 0,97
Поверхность экранированной стены FcT, м2 Q1 == CS^F стХ0сР 710 000
1 с~ 2,2-0,62-0,97-18350 29 м2
Высота: наружных труб экрана Н" 29,0 2-3,57 4,06 Л!
внутренних труб Н' конструктивно 3,96 м
Поверхность нагрева: наружных труб (внутрен- няя) Ft внутренних труб (наруж- ная) f2 внутренних труб (внутрен- няя) Ft 21 - 2 - 3,14.0,104 - 4,06 21 - 2 - 3,14 - 0,076 - 3,96 21 - 2 - 3,14 - 0,07 - 3,96 55,5 м2 39,6 м2 36,4 м2
Сечение для прохода: продуктов сгорания fn воздуха во внутренних тру- бах f'z воздуха в кольцевых ще- лях f"2 1,354 - 3,57—42 - 0,785 - 0,1142 42 - 0,785 - 0,072 42 - 0,785 (0,1042—0,0762) 4,41 м2 0,162 м2 0,166 м2
Количество продуктов сгора- ния Приведенная скорость продук- тов сгорания (при 0е С) w0,i vTB =22,65 • 316 7 150 7 150 м3/ч 0,45 м/сек
3600 • 4,41
Приведенная скорость воз- 8 150 14,0 м/сек
духа во внутренних трубах (при 3 600 - 0,162
350
Продолжение табл. 7-2'
Величины
Расчетная формула или способ
определения
Значение
Приведенная скорость воз-
духа в кольцевых щелях (при
0° С) w"e>2
Температура воздуха во внут-
ренних трубах:
конечная f"2
средняя /8
Скорость воздуха во внутрен-
них трубах w'z при ta
Средняя температура воздуха
в кольцевых щелях /2
Средняя скорость воздуха в
кольцевых щелях w"z
Коэффициент теплоотдачи
конвекцией в кольцевых ще-
лях а2
8150
3600-0,166
Предварительно задана" с по-
следующей проверкой
1/2 (4504-550)
к?'о>2 (2734-500)
w'2 = ’ 273
5504-700
2
sy"0>2 (2734-625)
273
Число Re для кольцевых щелей
Количество тепла, отдавае-
мого воздуху в кольцевых ще-
лях от наружных труб, Q'2,
ккал/ч
Коэффициент теплоотдачи во
внутренних трубах к воздуху
а8, ккал/мР-ч-^О.
NuA. 26,2-0,052
“2— d3 = 0,028
fcL\°.26
Nu = 0,015Pr°.4Re°.8
=0,015X0,79°.4 X 12 1 000.8 х
XI. 370.25
w"zd9 45-0,028
v = 104.10-"
d3 = rfHaP — d№ = 0,104—0,076
Qz2 = «2 (Аи—^г) Pi =
= 49(750—625) -55,5
а3 = 0,023 -^- Rev»8 X Рг°.4СгСф
Л 0,0469
0,023 0 07 • 33 SOO®.»
Х0,73°.4.1 -0,7
13,65
550* С
500® С
39,6 м/сек
625° С или 898° К
45
49 ккал/м2 -ч-г рад
или 57 вт/м2-град
12100
344 000 ккал/ч
или 400 кет
Число Re для внутренней
трубы
Температура стенки внутрен-
ней ТрубЫ ^072
38,6 ккал/м2Х
Хч • град
или
45 вт/м2 • граб
*
33800
682° С
Коэффициент излучения С
Количество тепла, отдавае-
мого воздуху в кольцевых
щелях от внутренних труб, Q"2
Количество тепла, отдавае-
мое воздуху во внутренних тру-
бах, Q'"2
с___________
1 к2 / 1
Q"2 = «г (Zqi—^г) К2 =
= 49(682—625) • 39,6
Q,Z,2 -а« (Ай --^«) Р» =
= 38,6 (682—500) • 36,4
3,6 ккал/м2 X
^ч-град*
110 500 ккал/ч
или 128,5 кет
255000 ккал/ч
или 297 кет
351
Продолжение табл. 7-2
Величины Расчетная формула или способ определения Значение
Температура нагрева воздуха 'во внутренних трубах t''z Количество тепла, отдавае- мого воздуху, Qi Невязка расчета, % Q"'2=Vr(/"2-/'2) 255 000=8 150 (I"z — 146) i"z = =177,4 Qi — Q'z + Q'f2 4~ Q"r2 — = 344 000 4- 110 500 4-255 000 (710000—709 500) ♦ 100 710 000 548° C (ранее принята 550° С) 709 500 ккал/ч или 825 кет 0,1
Таблица 7-3
Тепловой расчет конвективного рекуператора
Величина Расчет формулы или способ определения Значение
Количество тепла, переданного воздуху, Q2 8 150(146—0) 1,19 Гкал/ч или 1,385 Мет
Диаметр труб d По конструктивной характе- ристике 45/40 мм
Поперечный относительный шаг труб sxd 78 -45- то же 1,73
Продольный относительный шаг труб s2/d 67 45 то же 1,49
Средний логарифмический темпе- 435—350 397° С
ратурный напор Д t' 2,31g зэд
Параметр Р f"2 _ t'z 450 0,507
t"i — t'z “885—0
Параметр ' 535 1,185
t"z — t'z “450
Коэффициент ф от противопо- точно й схемы к перекрестной По номограмме [Л.5] 0,97
Средний температурный напор с учетом коэффициента ф ДГф = 392,5 • 0,97 380
Скорость продуктов сгорания при Принимаем 20 м/сек
Средняя температура продуктов сгорания tlt °C 1 (8854-350) — 617,5* С
Приведенная скорость продуктов 273 пл 6,14 м/сек
сгорания (при 0* С) wOpl ' 2734-618
Живое сечение для прохода про- 7 850 0,354
дуктов сгорания flt mz 3 600 • 6,14
(количество газов взято с уче- том присосов)
Количество труб z ft 0,354 36 шт.
ти/2/4 “ 3,14-0,042 4
Число труб в поперечном на- правлении по ходу воздуха По конструктивным характе- ристикам 8 шт.
Число рядов труб в продольном направлении zz То же 36
352
Продолжение табл. 7*3
Величина Расчет формулы или способ определения Значение
Средняя температура воздуха в 450+0 225° С
конвективной части ^р 2
Скорость воздуха при ^р Принимаем 12,0 м/сек
Приведенная скорость воздуха 273 6,58 м/сек
(при 0° С) w0>2 lz- 273+225
Живое сечение для прохода воз- 8 150 0,33 л2 '
духа f2 3 600 • 6,58
Ширина хода а 78-4 0,624 м
Высота трубы 1,31-3 3,93 м
Число ходов по воздуху п По конструктивным характе- 3
ристикам
Высота одного хода h' 0,33 1,31 м
0,658—8 • 0,045
Коэффициент теплоотдачи с га- По номограмме 1V[JI.5J 40,1 ккал/м2у</
ЗОВОЙ СТОРОНЫ 04 «1 = СфС|Пн = 0,88 • 1,03 • 42 Х^ • град
Коэффициент теплоотдачи с воз- По номограмме III [Л.5] 74,0 ккал/мг X
душной стороны а2 а2 = СгС’8Сфан = 1,05. 1.12Х Xч • град
Х0,91X70,2
Коэффициент использования по- По табл. 4 номограммы XII 0,7
верхности нагрева £ [Л. bj
Коэффициент теплопередачи k k = 40,1 -74 с 1 г П 7 18,1 ккдл/л«2Х X ч • град
04+04 ~ и’' 40,1+74
Поверхность, омываемая возду- Q 1 1ОЛЛЛЛ • /1Q 1 Q(Y7\ 165 лг2
хом, Fj kM = 1 1 Ум UUм . 1 о, 1 • ОУ / 1
Высота труб (уточнение) 165 4,15 м (ранее было 3,93 м), принимаем 4 м
282.3,14 • 0,045
Принимаем значение теплового напряжения объема топочного про-
странства
qv — -у- = 500 тыс. ккал/м^ч.
•'т
Определяем объем топки
,7 316-8 000 с s
VT=—=—g55- = 5
Аэродинамический расчет рекуператора. Полный перепад давлений
на рассматриваемом тракте газов или воздуха определяем по формуле
ДЯП = £ ДА, 4- £ Д^.^4- £ Дйуск zt £ hc.
Здесь 2ДЛТ— сумма потерь от треция на всех участках тракта;
2Дйм.с — сумма потерь в местных сопротивлениях; 2Айуск— сумма по-
терь давления, обусловленных ускорением потока; SAC— суммарная
затрата напора на преодоление самотяги.
Подсчет этих составляющих ведется по общеизвестной методике.
При расчете удобно пользоваться графиками [Л. 19].
Потерю давления вследствие ускорения потока определяем по фор-
муле
Дйуск = — pxw\ ), мм вод. ст.
&
23—1243
Здесь иц и wz— действительные скорости потока в начале и в конце
канала, м/сек; pi и р2 — плотности среды, кг/м3.
При ускорении воздуха в рекуперативных трубах
Д/гуск — ——-273^—, мм вод, ст.
Расчех сопротивлений по пути движения воздуха выполним только
для наиболее характерных участков, другие для краткости опускаем.
Сопротивление шахматного пучка труб конвективной части рекуперато-
ра определим по графику 6 (Л. 19]:
Д/гЛуч = С’5С£/ДАгр(22-]-ь1)» МЛ1 в°д- ст-<
где zs — количество рядов труб по глубине пучка, z2 = 36; С6 и Cd —
поправочные коэффициенты; при шагах -^-~-^|- = 1,73 и -^-=-||-=1,49
значения Cs=l,15 и Cd= 0,9.
При скорости воздуха w2= 12,0 м/сек
ДАпу,1= 1,15-0,9-1,4(36-]- 1) = 53,7 мм вод. ст.;
при трех газоходах
V ДАпуч = 3-53,7 = 161,1 мм вод. ст.
Сопротивление во внутренних трубах радиационного рекуператора.
Потеря давления от трения
At , I w2 ЛЛЛО1 3.96 0,433-39,62 Лп „ . л
М-п — Л ds р 2g 0,0231 o o?' 2-9,81 42,7 мм^вод. ст.
эдесь с?э = 0,07 м— внутренний диаметр внутренней трубы; / = 3,96 м—
ее длина; р = 0,403 кг/м3— плотность воздуха при средней его темпера-
туре 500° С; Х = 0,0231 — коэффициент трения, определенный по фор-
муле
А = ^В=^|^=0,0231 (для Re=(44-100)-10’ [Л. 19]).
1/ ,/ 66 oUU
Затрата давления на ускорение воздуха
9
Родао t"2— Г, , 14,02 550 — 450 п .
Д^уск -— ~ 2уо — 1,203' g gj • 273 —9,46 мм вод. ст.
Скорость на выходе
„.вых _ V2 * 4-273_ 8 150
3 600Д 273 3,14-0,1042
3600------1----
Г 550 + 273 оп о ,
-------2Тз— = 20,2 м/сек.
42
Потеря давления на выходе из внутренних труб в щелевое сечение (резкий
поворот на 180°) Д/гм:
Дй„ = 5 g=2,5 °-4239У = 22,4 мм вод. ст.
Коэффициент сопротивления £ = 2,5.
Сопротивление от трения в кольцевых щелях радиационных труб
= l -j- ^7Р = 0,037у^г|д~ 0,42=186,0 мм вод. ст.
Здесь
0,31_6_ 0^316 _003
4/Re ^/12 100
354
Самотяга (вниз и вверх)
/гс = 4,0 (1,293 — 0,43) — 5,0(1,293 — 0,42) = — 0,9 мм вод. ст.
Затраты давления на ускорение воздуха
, ро®о Г' —Г 1,293-13,652 700 — 550 Л
= /- 27з--= -9t8-f-------2,5-= 13,5 ми вод. ст.
Другие участки составляют сопротивление Д/гпроч=И4 мм вод. ст.
Суммарное сопротивление воздушного тракта
SA&2= 161,1—42,7+9,46 + 22,4+186—0,9 +13,5+ 114^450 мм вод. ст.
Сопротивления по пути движения газа. Разрежение на выходе из
топки /гт = 2 мм вод. ст. Ниже мы определим только сопротивление
в трубках конвективного рекуператора:
ДЛТР=0,0377 к’?? 18,82 -0,405= 25,1 мм водГст.\
U j V“[ £ • J/ » О1
, 0,316 n no__ D wA 18,8-0,04.10е _vcn
Я = = 0,0377 при Rei = —— = ------------= 7 760.
4/ 7 760 1 *1 97,4
Остальные потери составляют АЛцроч=75,1 мм вод. ст. (расчет не при-
водится) .
Суммарные потери по газу 2ДЛ1~100,3 мм вод. ст.
Выбор дымососа и вентилятора. В цехе в настоящее время работа-
ют две воздуходувки ВМ-14 (одна резервная) на /7=1 400 мм вод. ст.
и К= 14 000 м3/ч, что обеспечивает работу и при подогреве воздуха. Вы-
бираем дымосос по характеристикам:
= ^=1,3-3450^^ = 6800 м*1<г,
//д = р2 Д^!= 1,2-100,3= 120 мм вод. ст.
П ример 7-4. Вращающийся регенеративный воздухоподогреватель
Задание. Разработать проект вращающегося регенеративного
воздухоподогревателя с автономным нагревом воздуха от /'В=ЗО°С
до Гв=700°С.
Топливо — московский газ состава, указанного в примере 7-3. Рас-
ход газа и расход воздуха' принять такими же, как и в предыдущем
примере 7-3.
Литература: [Л. 13, 18, 5 и 19].
Выбор конструкции. Вращающиеся воздухоподогреватели типа
Юнгстрем описаны во многих руководствах и здесь не описываются.
Применительно к промышленным установкам такие теплообменники
разработаны Белгородским котельным заводом. Они сложны по устрой-
ству и дороги в изготовлении. Насадка этих воздухоподогревателей со-
стоит из пакетов тонких гофрированных листов и подвергается серно-
кислотной коррозии. Кроме того, в них не может быть достигнут вы-
сокий нагрев воздуха (выше 300° С) из-за окисления металла и короб-
ления листов. Недостатком вращающихся воздухоподогревателей яв-
ляется также переток воздуха в греющие газы (нормально 15%, но
доходящий до 25—30% из-за неплотности разделения газа и воздуха).
Попытка применить в качестве насадки коррозионноустойчпвые и жа-
ростойкие материалы (шлак, огнеупорный кирпич и т. д.) не имела
успеха из-за больших гидравлических сопротивлений насадки при при-
емлемых размерах аппаратов. На рис. 7-4 показана конструкция воз-
духоподогревателя А. А. Щукина. Вращающийся цилиндр, имеющий
двойную стенку с прозорами для прохода газов или воздуха (напри-
мер, изготовленную из нихромовых стержней), заполнен насадкой, со-
стоящей из шариков, изготовленных из некорродирующего, хорошо теп-
23* 355
лопроводящего материала (чугун, керамические теплопроводные мате-
риалы). Цилиндрический ротор в одной части продувается горячими
газами, и насадка при этом нагревается, в другой части цилиндр про-
дувается нагревающимся воздухом. Дымовые газы в зависимости от
размеров насадки и условий теплообмена заставляют проходить через
Рис. 7-4. Вращающийся регенеративный воздухопо-
догреватель.
а — схема воздухоподогревателя; б — поперечное сечение;
1— ротор с набивкой из шариков; 2— статор (кожух); 3—
футеровка, 4 — перегородка неподвижная; 5 — уплотнения;
6 — привод ротора, 7 — стержневая сетка; 8 — шариковая на-
садка; 9 — воздуходувка; 10 — дымосос; // — топка, 12 — во-
дяной экономайзер; 13 — обратные газы; 14 — сечение рото-
ра; 15 — воздух холодный, 16 — воздух горячий; 17 — горя
чие газы, 18 — охлажденные газы
слой шариков один, два
или несколько раз, созда-
вая условия, близкие к
противотоку. То же отно-
сится и к нагреваемому
воздуху. На рисунке по-
казана конструкция с
двухступенчатым нагре-
вом газа (воздуха). Ходы
создаются путем непо-
движных радиальных пе-
регородок в роторе. По-
верхность ротора имеет
большой размер, слой ша-
риков может быть не-
большим, например, при
мелких шариках (/э=5—
10 мм он составляет 50—
100 мм. Теплоотдача в
слое протекает весьма ин-
тенсивно, что видно из
нижеследующего расчета.
Ротор медленно вращает-
ся вокруг вертикальной
оси. Статор неподвижен и
представляет собой сталь-
ной цилиндр, профутеро-
ванный легковесным огне-
упорным кирпичом. Сред-
няя перегородка из жаро-
стойкой стали также не-
подвижна. Между непод-
движными частями ста-
тора и разделительной
перегородки и вращаю-
щимся ротором устроены
уплотнения. В предлагае-
мой конструкции может
осуществляться высоко-
температурный нагрев
воздуха при приемлемых
размерах и величине аэродинамических сопротивлений. Как и
во вращающихся регенеративных воздухоподогревателях Юнгстрема,
в рассматриваемой конструкции величина перетока зависит от разно-
сти давлений воздуха и газов Др (обычно давление воздуха превышает
давление газов): чем больше разность, тем больше утечка воздуха.
Для уменьшения перетока необходимо уравнять давления, т. е достичь
значения Ар~0, и добиться наибольшей плотности путем устройства ра-
циональных уплотнительных устройств. В случае использования вра-
щающегося воздухоподогревателя для подогрева дутья в вагранке сле-
дует продукты сгорания из топки подавать под давлением, что дости-
гается посредством подачи дутья в топку газодувок (рис. 7-4,а) с воз-
вратом газов от рециркуляции посредством вентилятора высокого дав-
356
ления. Топка имеет сварной кожух, чем 'обеспечивается плотность для
газов. В других печах не требуется высокого давления воздуха, и по-
этому устройство воздухоподогревательной установки упрощается.
Расчет теплообмена между газами, насадкой и воздухом. Для вра-
щающегося регенератора, когда отсутствует термическое сопротивление
насадки (точнее, когда мы имеем квазистационарный нагрев, т. е. при
Bi<0,1-г-0,25), коэффициент теплопередачи, отнесенный ко всей поверх-
ности нагрева, определяется по формуле
k = —j—-—।— «= F...— p-1—p—— , ккал/м? • ч • град.
«iXi a2x2 Fi «1 F2a2 )
Здесь Xt—FJF— поверхность нагрева, омываемая газами в до-
лях от общей поверхности F, и Xz=FzlF— доля поверхности, омывае-
мой воздухом.
Коэффициент теплоотдачи от газов к поверхности насадки по фор-
муле В. Н. Тимофеева [Л. 1, стр. 168], справедливой для =
<200:
Ntii = 0,106Rei.
Здесь NUi = — критерий Нуссельта; wt — скорость газов, отнесенная
к пустому сечению (без шаров), MfceK’, de — диаметр шариков, м; Ai —
коэффициент теплопроводности газов, ккал!м • ч • град’, vi — коэффици-
ент кинематической вязкости, мР/сек.
Физические константы принимаются для средней температуры газов,
, 1000 4-200 ,
которую примем —L=--------Л---= 600° С (считая начальную тем-
пературу газов fi=1000°C и конечную Г\ = 200°С).
Средняя температура воздуха f2 = *2~^ 2 = 30 700 = 365° С. Сред-
нюю температуру насадки можно оценить как
j __4~ ^2 600 4~ 365 482° С
Скорость газов выбирается исходя из аэродинамического сопротив-
ления насадки А’/ч, которое не должно превышать 50 мм вод. ст.
Предварительно примем Wi=2 м!сек и w2=3 м!сек. Определяя по
табл. 3-2 [Л. 5] значения vi=93,6 • 10-6 мЦсек-, ^2=58,2 • 10-6; Xf=6,38X
Х10~2 ккал!м -ч-град’, 7.2=4,82 *10-2 и выбирая мм=^>-10~3 м,
находим:
2-5 -10~3 .,р w2da 3-5-10 ___950.
Кех =*93,6-10-* “ 1UZ и v2 —58,2-10-6
Nut=o, 1061^ = 0,106-107=11,34 иа1 = Ц^=
6,38-10-2-11,34 ... _ . _
=-----с 1А_з----= 144,5 ккал[м2-м-град.
По формуле В. Н. Тимофеева для Rea>200
Nu2 = 0,61 Re0’67 = 0,61 -258°’®7 = 25,3; а2=^£^==
4,82-ю-25,з __ 243,5 ККал1м2 • ч - град.
24—1243
357
Коэффициент теплопередачи от газов к воздуху
k z=z ——-—р— ss----j----J----j--= 45,3 ккал Im2• ч• град,
<4^^ а2Хг 144,5.0,6 ' 243,5-0,4
где Xi=0,6—деля поверхности нагрева со стороны газов; х2=0,4 —
доля поверхности нагрева со стороны воздуха.
Активная поверхность всей насадки
F = ^=fe’fw" = 18315 м‘-
* *
где iQb=1,9« 10е ккал]ч— количество тепла, переданного воздуху (по
предыдущему); &t— средняя логарифмическая разность температур
(в нашем случае близкая к противотоку):
Л/ --
t Ki
300 ^9=^228° С;
2,3 170
Д/б = 1 000 — 700 = 300° С — большая разность температур;
Д/м=200 — 30 = 170° С — меньшая разность температур.
Определим критерий Био:
Bi = 1,У^;6-10~' =0,02 <0,1— 0,25,
где Лм — коэффициент теплопроводности материала шариков (чугуна);
Хм=31,8 ккал!м • ч • град.
Следовательно, имеет место квазистационарный прогрев, т. е. ре-
генератор как бы не имеет внутреннего термического сопротивления.
Определение объема и массы насадки. Удельная поверхность на-
садки
f= б(1-Ф)=б(1 о^=6ОО
CIq О • 1V»
где ф = 0,45 — порозность насадки (доля пустот).
Необходимый активный объем насадки
v-=7—^=01277 м’-
Вес активного объема насадки ротора
Gh=VhPh(1—ф) = 0,277-7000(1 — 0,45)= 1065 кг.
Расчет количества газов, проходящих через ротор. Для понижения
температуры топочных газов до 1 000° С организуется рециркуляция га-
зов, и отработанные газы с температурой /Обр—200°С возвращаются
в смесительную часть топки.
Количество возвращаемых газов оОбр определяется аналогично пре-
дыдущему из теплового баланса смешения:
~ Qh13t+ о0«хСв^—ОгСсм^см 8 000-0,924-8,8-1,1-0,312-300—10,9-0,364-1 000
°o6p~ Wcm —Wo6₽ 0,364-1 000 — 0,329.200 —
= 11,73 м3{м? газа.
Количество газов, проходящих через воздухоподогреватель,
о= 10,90 +11,73 = 22,63 м3]м3.
Часовое количество газов
У, = 22,63-316 = 7 150 лф.
358
Поверхность обдувания газами насадки ротора при двух ходах
2Vt 273 + *, __ 2-7 150 273 + 600 од 2
—- 3 600®, 273 3 600-2 ’ 273 —°,°4* * •
- Здесь — средняя температура газов, *1 = 600° С.
Толщина слоя шаровой насыпки
8,= ^=°'277;°'6-0,0262 м.
Принимаем 8н = 30 мм.
Поверхность обдувания для воздуха при двух ходах
„ 2У2 273+ *2 _ 2-8 150 273 + 365 о г9 2
ЗбООю 273 3 600-3 ' 273 “6,02 М '
6,34
Общая поверхность обдувания Н=Я4+Н2=6,34+3,52=9,86 мг.
Поверхность ротора с учетом уплотнительного (необдуваемого)
участка
н = (Нг + Я2) <3 = (6,34 4- 3,52) 1,4 = 13,8 м\
где о=1,4 — коэффициент, учитывающий промежутки.
Доля поверхности для газа и воздуха
6 34 3 52
Xj = +^=0,64; х2 = -a’qc = 0,36, что близко к ранее принятым.
Определим основные размеры ротора: средний диаметр DCp и вы-
соту L из формулы
Н = L.
Принимая ——=1,5, имеем Я = 3,14-1,5 D2, откуда Dcv — 0,46 X
X/Я =0,46 |/W=1,71 м и £=1,5-1,71=2,56 м.
Минимальное число оборотов ротора определим из теплового ба-
ланса воздухоподогревателя
Ц7н/гД*н<рн = = №2Д*2.
Здесь Wa — водяное число насадки; WBn = GHcani ккал!градWt и
W3 — водяные числа газов и воздуха, W1=V1ei и W2=V^2; Д*н, Ati и Д*2 —
.разности температур; и <ра — коэффициенты сохранения тепла, <рх=0,96;
<ра=0,98; откуда
„ W?i
Отсюда видно, что чем больше число оборотов, тем более выравнивается
температура насадки, т. е. разность Д*н становится меньше. В нашем случае
W\ = 7 150-0,347 = 2480, Гн=6нсн= 1 065-0,12= 128; Д^=1000—200=
= 800° С, Д*н = 850— 115=735° С (средняя температура насадки 85^-~tln^=
= 483° С «500° С).
Минимальное число оборотов ротора
2 480-800.0,96
«мин 128-735.0,98
Сопротивление насадки ротора при двух ходах по газам
\h-Gf. W* П ®н1 —Ф finQ 22.0,41 2-0,030 (1—0,45) с
Ы*1 2g P1 4 ф3 в6-0,9. 2<9,81 • 5.JQ-3 • 045» 32,6 мм вод.ст.
Здесь 1=0,9 — коэффициент сопротивления по графику [Л. 3, стр. 298];
ф=0,45 — порозность слоя; р1=0,41 кг(м3—плотность газов при сред-
ней температуре.
24* 359
=20,5 об!ч.
Сопротивление насадки по воздуху
ЛЬ h лп 32.0,43 2-0,030 (1 —0,45)
ДЛ2 = 6• 0,9 —2^----5.KJ-3 - 0>45з ’ = 76 мм вод. ст.
Сравнение трубчатого радиационно-конвективного рекуператора
с регенеративным воздухоподогревателем. Трубчатый рекуператор в ра-
диационной части изготовлен из дорогостоящих жаростойких труб, в то
время как регенеративный воздухоподогреватель имеет дешевую на-
садку из чугунной дроби, и на изготовление расходуется лишь некото-
рое количество жаростойкой стали для кассеты ротора. Кроме того,
регенеративный воздухоподогреватель имеет в 5 раз меньшее сопротив-
ление по воздуху, что дает экономию энергии. Надежность работы реге-
неративного воздухоподогревателя намного выше трубчатого рекупера-
тора. Поэтому конструкция вращающегося регенеративного воз-
духоподогревателя А. А. Щукина является предпочтительной как
с технической, так и с экономической стороны.
П ример 7-5. Регенеративный воздухоподогреватель
с «кипящим» слоем промежуточного теплоносителя
Задание. Выполнить проект теплообменника с «кипящим» слоем
промежуточного теплоносителя для высокотемпературного нагрева воз-
духа с 30 до 700°С в количестве Ув=17 000 М3[ч (при нормальных усло-
виях). Нагрев насадки воздухоподогревателя осуществить продуктами
сгорания природного газа Ставропольского месторождения, сжигаемого
в отдельной топке (автономный нагрев) [Л. 1, 5, 7, 19, 22].
Выбор конструкции. В настоящее время проводится разработка
высокоэффективных теплообменников для высокотемпературного по-
догрева воздуха в печах, что увеличивает производительность
агрегатов, позволяет улучшить технологические процессы плавления,
нагрева, обжига, спекания и т. д., а также дает экономию топлива. Вы-
сокотемпературный нагрев воздуха совершенно необходим в плавиль-
ных огнетехнических агрегатах, так как позволяет развить необходимый
температурный уровень в рабочем пространстве. Выше в примерах от
7-1 до 7-4 рассмотрено использование высокотемпературного нагрева
воздуха в чугунолитейной вагранке и наглядно показана эффективность
применения горячего дутья с подогревом воздуха до 700° С.
В настоящее время воздухоподогреватели рекуперативного типа
осуществляют подогрев воздуха, подаваемого в топку, всего лишь до
300—350°С. Они характеризуются обычно небольшими коэффициентами
теплопередачи (например, для рекуперативных трубчатых стальных
труб £=15—22 ккал/м2 • ч • град), и поэтому громоздки и дороги.
Чугунные игольчатые рекуператоры громоздки, и в них трудно обеспе-
чить плотность, следствием чего являются большие утечки воздуха. По-
догрев же воздуха до 700—900°С представляет собой еще более труд-
ную задачу. Сложность ее заключается в том, что трудно обеспечить
надежную работу воздухоподогревателя в течение длительной эксплуа-
тации при использовании дымовых газов с высокой температурой, не-
сущих взвешенные твердые частицы золы, сажистого углерода и т. д.
При запыленном воздухе поверхность загрязняется и с воздушной
стороны.
Если воздухоподогреватель имеет трубчатую конструкцию, то раз-
ные трубы, заделанные в трубные решетки, различно удлиняются из-за
неодинакового нагрева, что требует неодинаковой компенсации. Нагрев
воздуха до высоких температур требует и соответствующей темпера-
туры дымовых газов перед воздухоподогревателем (до 900—1 100°С).
В случае, если газы сильно загрязнены технологическим уносом или
если отходящие газы агрегата имеют невысокую температуру (что пред-
360
полагается в нашем случае), то может быть организован автономный
нагрев воздуха путем сжигания дополнительного количества топлива
в особой топке, из которой топочные газы поступают в воздухоподогре-
ватель (это целесообразно делать при использовании в качестве топ-
лива природного газа или мазута).
В котельной технике в настоящее время все большее распростра-
нение получают регенеративные воздухонагреватели с вращающейся
насадкой типа Юнгстрем, но в них имеет место слабый теплообмен, и
они представляют собой дорогие аппараты с большими габаритами.
Однако если в качестве поверхности нагрева взять не рифленые сталь-
ные листы, как обычно, а другие виды насадки (чугунную дробь в тон-
ком слое, ряд сеток из прутков легированной стали и др.), то тепло-
обмен может быть значительно интенсифицирован и могут быть до-
стигнуты более высокие температуры. Такой вариант воздухоподогре-
вателя и рассмотрен в предыдущем примере.
Наиболее 1штенсивного теплообмена можно достичь в условиях
псеводоожиженного («кипящего») хлоя мелкозернистой огнеупорной на-
садки. Такие условия созданы в «онструаедаза, разработанной автором
совместно с Ж. Я. Шаламовой (рис. 7-5), которую «ы и выбираем
в данном примере. Воздухоподогреватель имеет две цилиндрические
камеры: верхнюю (газовую), в которой нагревается горячими газами
промежуточный теплоноситель, и нижнюю (воздушную), в которой на-
гревается воздух за счет тепла остывающего теплоносителя. Каждая
камера имеет четыре полки, на которых «кипит» теплоноситель, пере-
пускаемый с полки на полку сверху вниз при помощи перепускных
трубочек. При крупных зернах теплоносителя (3—% мм) газовый или воз-
душный поток распределяется посредством колпачков, изготовленных
из жаростойкой стали, а при мелкозернистом теплоносителе (1—3 мм)
он распределяется с помощью нихромовой сетки, поддерживаемой
опорной конструкцией из жароупорного бетона. Каждая камера имеет
стальной кожух, профутерованный огнеупорным кирпичом. Между ка-
мерами установлена регулирующая заслонка. Камеры имеют контроль-
ные лазы, а нижняя камера при ремонтах может откатываться в сто-
рону на тележке. Охлажденный теплоноситель транспортируется снизу
вверх при помощи ковшового элеватора. Хотя теплообменник рассчитан
так, что выноса теплоносителя быть не должно, для большей надежно-
сти на воздухопроводе и газоходе устанавливаются центробежные пы-
леотделители. Топка имеет цилиндрическую форму и снабжена инжек-
ционными газовыми горелками, а для понижения температуры газов
в нее вводятся посредством особой трубы, расположенной между го-
релками, отработавшие продукты сгорания. В последнее время газ
успешно сжигают непосредственно в кипящем слое [Л. 7], и, таким об-
разом, имеется возможность отказаться от особой топки. В таком
случае газ следует сжигать в слое нижней ступени газовой камеры.
Исходные данные. Количество подогреваемого воздуха VB=
= 17 000 мэ/ч, температура подогреваемого воздуха /"в=700°С; началь-
ная температура воздуха £'в = 30°С.
Нагрев насадки осуществляется продуктами сгорания природного
газа Ставропольского месторождения. Из условия жаростойкости газо-
распределительного устройства температура газа на входе в теплооб-
менник принята равной -0’1= 1 100° С, температура отходящих газов при-
нята равной '&"=250°С. Теплообменник четырехступенчатый, размеры
по прилагаемому эскизу.
В качестве насадки выбрана керамическая дробь dT=l—2 мм, по-
лученная плавлением окиси мапния MgO. Характеристика насадки:
плотность рт=3650 кг[м3\ насыпная плотность рт.нас=рт(1—ео) =
=2 180 кг[м3-, коэффициент теплопроводности Хт=3 ккал!м'Ч-град-,
удельная теплоемкость ст=0,25 ккал! (кг • град).
361
Рис. 7-5. Регенеративный воздухоподогреватель с «кипящим» слоем промежуточного
теплоносителя.
«—•принципиальная схема воздухоподогревателя; б — конструктивная схема; / — топка; 2— инжек-
пионные горелки; 3 — ввод ваграночных газов для дожигания; 4— корпус газовой камеры; 5 — пол-
ки из жароупорного бетона; 6 — футеровка огнеупорная; 7— распределительные колпачки (или
сетка нихромовая); 8 — отвод продуктов сгорания; 9 — перепускные трубки; 10— канал для пере-
пуска теплоносителя с мигалкой и шибером для регулирования; 11 — лаз; 12 — корпус воздушной
камеры; 13 — ввод холодного воздуха; 14 — отвод горячего воздуха; 15 — сборник для возврата
теплоносителя; 16 — ковшовый элеватор; 17 — тележка для откатки воздушной камеры; 18 — шнеко-
вый питатель для насадки.
362
Расчет скоростей псевдоожижения. Скорость газа (воздуха) в ка-
мере теплообменника должна удовлетворять требованию неравенства
w,itp<w<w,,Kp, где о/'кр — скорость начала псевдоожижения; о/'кр —
скорость, при которой начинается вынос насадки из камеры. По усло-
вию более экономичной работы теплообменника скорости газа (воз-
духа) в камерах должны быть близки к w"Kp, поэтому по заданным
размерам теплообменника выбираем наиболее эффективный диаметр
насадки.
Скорости воздуха в воздушной камере на входе и выходе теплооб-
менника составляют:
на входе
. Ув 273 4-Гв 17 000 273 4-30 . ,
збоог’ 273 ~ 3600-4,52 273 U05 м[сек\
на выходе
„ _ V. 273 4-Гв 17 000 273 4-700 __q . .
W в v 3600F 273 ,в 3600-4,52 * 273 М!СеК'
Средняя скорость воздуха шср —1 ’05 + 3,74 1 у885 м/сек. Здесь Г=
=3=0,785 D2—0,785-2,42=4,52 м2— площадь поперечного сечения ка-
меры. Принимаем диаметр частицы насадки с?т=1 мм и определяем
критические скорости псевдоожижения.
Критерий Архимеда для £=700° С
* Р, — ₽в _9,81-1-10-’ 3650—0,351 _-9ПП
V2 Рв — Ц9«.ю-«2 о,351 ““ZZUU’
Здесь рт — плотность вещества теплоносителя; рв=0,351 кг/м3—
плотность воздуха; v=119-106 м2/сек— коэффициент кинематической-
вязкости; fifT=l-10—3 м — диаметр частицы.
Критическая скорость псевдоожижения [Л. 7, стр. 68J:
, v Аг 119-10-’ 7 200 с\лсл
w Sn = -z--------------------------------------7=^ =0,463 м сек.
5 dT 1 400 4-5,22 КАг °»001 1400 4-5,22 /7 200 '
Вторая критическая скорость [Л. 7], стр. 68]:
„ _у_________Аг _____119-ю-’ 7 200
W кр с/т 18 4-0,61/Аг °’001 ’ 18 4-0,61 /7200
Таким образом, условие псевдоожижения 'кр выполнено.
Проверим также аэродинамические параметры при средней температуре
воздуха tc®=—--------= 365° С.
Критерий Архимеда
* 9,81-1-10-’ 3 650 — 0,552
Ar = H-.lb-» - 0,552---------= 16 350-
Плотность воздуха при температуре 365° С
о = 1,293 97Л3^ - =0,552 кг/м?.
• Bses 2/3 4-3bb '
Критическая скорость „кипения®
, __ V г> , * Аг _ 63.10-
d, d, 1 400+5,22 КаГ — ЬЮ--
—0,497 м/сек.
14004-5,22/16 350 '
363
Аг
Вторая критическая скорость
— v Аг 63-10-е 16350 1ЛЛ7О .
жр 18 4-0,61 КА? 1-Ю-3 ’184-0,61 KI6350- ~ 10’73 м!сек-
Отношение критических скоростей
^=1^=21,46.
w'Bp 0,5 ’
Оптимальный режим, при котором будет иметь место наиболее
интенсивный теплообмен, соответствует значению критерия Рейнольдса
[Л. 7], равному:
Рр —_______________________16 350 _____
°“Т 18 4-5.22KAF “ 18 4-5.22K16W ’
Оптимальная скорость шопт = *23,9= 1,5 м/сек, что близко
по величине к средней скорости.
Расчет продуктов сгорания. Объемный состав сухого газа: СН4 =
= 98%; C2He = O,4°/o; С3Н8 = О,2»/о; СО2 = 0,1%; N2=l,3»/0. Низшая
теплота сгорания = 8 489 ккал/м9.
Теоретически необходимое количество воздуха [Л. 5] и0 = 9,45 л^8/л/8.
Теоретический объем водяных паров 0 = 2,13 м3/м\
Объем трехатомных газов uRO =0,995 м3/м\
Теоретический объем азота и^=7,49 м3[м3.
Коэффициент избытка воздуха в топке примем а? =1,1; подсос го-
рячего воздуха через уплотнительное устройство
Да=0,05. Тогда действительные объемы продуктов
иметь следующие значения:
теплообменника
сгорания будут
Газовая
камера
1,15
2,153
1,415
12,04
Топка
1,1
2,145
0,945
?2 =
8 489
»................................
уН,О = °Н,о + 0’0161 (“— 1) у0> м*/м3 • •
Дув == (а—1) У0, ..............
= yRO» + + *4o + Дг,> ^8/л8 . . . . 11,57
Энтальпия газов на выходе из теплообменника
/у. г = = (7,49 - 0,31 + 0,995• 0,409 4-
4-2,156.0,364-1,415.0,31)250= 1 000 ккал]м\
Потеря тепла с отходящими газами в долях от теплоты сгорания
уг —у°асвГв 1 000 — 9,45.0,31-1,15-30 __n
ос — 8 489 U,lUt).
Потерю тепла от химического недожога принимаем ^з~0,01, а по-
терю тепла в окружающую среду </5=0,02.
Коэффициент сохранения тепла для каждой камеры
. 0,02 п оо
<р = 1----^-=0,99.
К. п. д. теплообменника
т! = 1 — (q2 + q3 4- q6) = 1 — (0,106 4- 0,01 -ф- 0,02) = 0,864.
Расход топлива
о 17 000(0,334-700 - 0,315-30) -,3/ы
& =-------0^1-------=---------Я4Я0.7ГЯ04----------М /*’
8 489-0,804
Количество воздуха, перетекающего из воздушной камеры в газовую:
упер = ВУ°Да = 520 - 9,45 • 0,05 = 245 мГ/ч.
364
Количество тепла, передаваемое насадкой:
п __ (Ув + Упер) (c'V'b — с'/'в) __ (17 000 + 245) (0,334-700 — 0,315-30) __
0,99
= 3,9-10® ккал1ч — 3,§ Гкал}ч.
Минимальное количество насадки, циркулирующей через теплообменник:
п Q 3,9-106 ППГПП /
Смин <е„ _ е,) — 0,25(900 — 140) 20 550 кг14'
Зцесъ O'=14Q° и 0"=9ОО°С— температуры теплоносителя при входе
и на выходе из газовой камеры (определены ниже).
Расчет рециркуляции газов. Количество рециркулирующих газов
определится из уравнения [Л. 1]
Qh 4“ Bt в+ &обРСобр^обР
tK== ' (^ + ^обр)сК ’
где 4, Сц. — температура и теплоемкость газа в камере горения:
/к = &1==1 100° С;
SViCt __ 7,49-0,335 I 0,995-0,536 . 2,145-0,418 .
о, — 11,57 ' 11,57 ' 11,57 '
-j—34-=0,378 ккал!м? • град’,
^обр, Собр, — объем, удельная теплоемкость и температура газов, возвра-
щаемых в топку, причем
Добр = 12,04°25б~^°>333 ккал/м'-град.
сч и /т— удельная теплоемкость й температура тбплива, в нашем случае
£т+т^0.
Упрощая уравнение и решая его относительно рОбР> получаем:
QH + v,gCKtK
Уоб₽=: С^-СобР»" =
8 489 + 9,45-1,1-0,315-30 — 11,57-0,378-1 100 1П п #ж3/><3
““ 0,378-1 100 — 0,33-250 1U,/ /Л .
Количество газов на 1 мд топлива
v* 12,04 + 10,7 = 22,74 лгя>3.
Часовой расход газов
V = Bv* =520-22,74= 11 800 мГ/ч.
Скорость газов на выходе из теплообменника
V 273 +9" ‘11 800 273 + 250 , . ,
W — 3 600F 273 “ 3 600-4,52 273 я!сек-
Сравнивая полученную скорость с критической, подсчитанной для
воздушной камеры, получаем, что условие псевдоожижения и в газовой
камере будет выполнено, так как
Расчет теплообмена в камерах. Средняя температура газов в га-
зовой камере
&ер = = 1 |С10 + 250 =675° С.
Средняя скорость газов в камере
V 273 +Вср 11800
7Л1 -- ------- 1 - ______________
с₽ 3 600F 273 — 3 600-4,52
273 + 675 о ,
——=2,54 м]сек.
365
Критерий Рейнольдса
____________________________ 2,54-0,001 _„л z?
Ке—’ v 113-10-»
Критерий Нуссельта [Л.7, формула (17)]
Nu = 0,316 Re0-8 = 0,316 • 22,6°-8 = 3,8.
Коэффициент теплоотдачи
а= ~Nu= j3^0у-.3,8=326 ккал)мг-ч- град.
Для предварительного расчета принимаем, что движение основного
и промежуточного теплоносителя противоточно, и определяем темпера-
турный напор для противотока.
Температура насадки на выходе из газовой камеры принимается
средней между температурами газов и воздуха:
в,1=±+^=±!55+™=9оо°с,
в",= Г+Хи==®+^.= 140°С.
Температура насадки на первой по ходу насадки распределитель-
ной решетке принимается на 3°С выше или ниже температуры газа
(воздуха), покидающего слой, тогда ’
0^=250—3=247° С; 0,2=700+3= 703°С.
Средний температурный напор [Л. 22]
*,, - 0'4-ezi-3. _ 1 100 - 900 - 3 г
с₽ «и—г* „ . 1100—900 °
2,31g--3—2,31g-------3---
Поверхность насадки, необходимая для теплообмена при данном темпе-
ратурном иаяере:
н— @ -— 3,9-Ю6 _____пун д.2
п аМ 326-46 —м ’
I
пли на каждую ступень
Р И 270
^ = Т=Т'=67,5 м2.
Для проверки температурного напора, вычисленного выше в сред-
нем для всей камеры, проведем расчет температурного напора в тепло-
обменнике по ступеням. При равномерном распределении температур-
ного напора по ступеням перепад температуры в слое будет равен:
А0ср == У + = М00-.2^0 = 212° С.
Температура газов после первой по ходу газов ступени 0/Т=
= 1 100—212—888° С, а средняя температура насадки в слое 0'1.0 =
=888—3=885° С.
Среднеинтегральная температура газа в слое определяется по
формуле [Л. 7]
А Г
.. &"i — exp I —м -
•А 1
1 Г 1 ’
1-ехр Г
где FT — поверхность частиц в слое; 7Исст.с— водяной эквивалент газа;
aFT _ 326-67,5 __f-
Л1сст.с~“ 11800-0,373 °*
366
Тогда
&,.<•=(! 100 — 888) —|—I-888 = 922° С.
Средний температурный напор
Д/ср = — О'т с=922 — 885=37° С.
Поверхность частиц в слое при данном температурном напоре
F = F,4t2-=67,5-S- = 84 л>-
ДГср о/
Проверим величину среднеинтегральной температуры газа при получен-
ной поверхности нагрева:
&т.с=212- ^+-^^-^4^=921°С,
О, О Л
1 —е~®Л
где
aFT _ 326-34 ,
Mcct.c 11800-0,373 0,1
Средний температурный напор
Д/ср=921—885= 36° С.
Так иак при последующем уточнении температурный напор изме-
няется мало, принимаем А/=36° С.
Тогда поверхность насадив в слое
F = 84--g-=86,5 лЛ
Зо
Температура газов после второй по ходу газов ступени
$"2 = Ьг\ — 212 = 888 — 212 = 676° С.
Средняя температура насадки в слое
с = — 3 = 676 — 3 = 673° С.
Показатель степени для е определяем так же, как и для первой сту-
пени:
aFT ___ 326-86,5 д
Д»ст.с 11 800-0,362 —D’D*
Среднеинтегральная температура газа
Г aF-
»'г-9"1ехр[-л?^-с
1 Г aFT I
‘-ехР
»в.с=д»^Ч
= 212-^+676^^i-- = 707° С.
6,6 1 1—е-®.®
Средний температурный напор
Д*ср = — 6"т.с=707 — 673 = 34° С.
Температура газов после третьей по ходу газов ступени
= &"2 — 212 = 676 — 212 = 464° С.
Средняя температура насадки в слое
0"тс = &"3 — 3 — 464 — 3 = 461°С.
Величина
aFT 326-86,5 __„ q
AfcCt.c 11800-0,35 b’°*
Среднеинтегральная температура газа
&„х=212-^+-^76.:;‘Л =495° С.
367
Средний температурный напор
ди = 0"т с = 495 — 461 = 34° С.
Температурный напор четвертой ступени
&4Т.С = 212-^+ 2501~^^2-7-=280° С,
где
aF, _ 326-86,5
ЛЦ.с 11 800-0,338 '
Средняя температура насадки 6"i = 247° С.
AU = 280 — 247 = 33° С.
Средний температурный напор для всей камеры
Kt __ 36 + Зч + 34 + 33 о л о
Поверхность насадки в камере
rr Q 3,9-106’ _Qcn 2
^мин— аД/ = 326-34 360 М .
Минимальная высота плотного слоя насадки на газораспределительной
решетке
, 7/„ииб/т 360-0,001 л ллггг . к с
Айин ^6-4.4,Й-Ь,6е4°’°°55 м 5,5 мм.
Проверим коэффициент теплоотдачи по обобщенной формуле (25) [Л.7]:
а =-^-0,12 Re1-03 Рг°-54= в3:..^-8 х
ХО,12-22,61-оз-О,73°-54 = 213 ккал!м2-ч-град.
При полученных значениях коэффициента теплоотдачи и температур-
ного напора высота плотного слоя насадки составляет:
^мин 6аШГ(1—е0) 6-213-34-4-4,52-0,6 ^,0083 М 8,3 ММ.
Для надежности высоту слоя примем равной 30 мм.
Расчет теплообмена в воздушной камере. Средняя температура
воздуха
= Гв-+Гв ,= 3°^Р1.=365° С.
Средняя скорость воздуха
VB 4-Упер 273 4-U 17 000 + 245 273+365 о с .
^ср 3 600F 273 3 600-4,52 * 273 м1сек-
Критерий Рейнольдса
wd_ 2,5-0,001 оп
Re=—---------тело-. =39-
Коэффициент теплоотдачи по формуле (17) [Л. 7]
a = 0,316 Re® •8 = f/fo-8 16 • 39°-8 = 233 ккал/м* • ч - град.
Средний температурный напор, вычисленный для противотока:
к/ — t' •— 3 140 — 30 — 3 qqo с
Гср 0"2—f 140 — 30
2,31g—S— 2,31g --з---
368
Поверхность насадки, распределенной на одной решетке воздушной
камеры: р3,9- 10е 1 о 1 4аД4Р 4-233-32 1 01
Расчет температурного напора по ступеням. Перепад температур
в слое
4 30 168° С.
Температура воздуха после первой по ходу воздуха ступени
Г1 = *'11 + Д*сж*с30+ 168 = 198° С.
Средняя температура насадки в слое
61ср= 198+ 3 = 201° С.
Среднеинтегральная температура воздуха в слое
Г т
—fBexp —дд 1
f ЛА Г . . 1 В *1 Л4пС- А I
t т
— м м-с-I----------L
.с —агсл ар "Г г aF
1-ехр
= (198 - 30).^+-^+|^iL= 168° С,
где
<xFt __ 233-131 _
Л4сст.с~ 17 245-0,316 —
Средний температурный напор 4
AZcp = 6lcp — Г,.с=201 — 168 = 33° С.
Как видно из расчета температурного напора по ступеням для га-
зовой камеры, температурный напор последующих ступеней меняется
незначительно, поэтому можно без большой ошибки принять темпера-
турный напор, рассчитанный для условий противотока, равным
Д/=32°С.
Минимальная средняя высота плотного слоя насадки на решетке
131-0,001 ЛППО1 Q1
=0,0081 ля = 8,1 мм.
«мин 6р(1__<0)=- 6-4,52.0,6
Из условий надежности принимаем h=30 мм.
Наибольшее гидравлическое сопротивление слоя по газовому трак-
ту (по воздушному тракту)
д^макс—=^рнЛ.Ю“8 = 30-2 180-4 = 260 мм вод.ст.,
где п = 4 — число ступеней.
Пример 7-6. Энергетическая реконструкция пятизонной методической
печи цеха горячей прокатки толстого листа из малоуглеродистой стали
стана 2850
Задание. Разработать проект энергетической модернизации ме-
тодических нагревательных печей цеха горячей прокатки производи-
тельностью 0,6 • 106 т!год толстого листа из малоуглеродистой стали на
стане 2850.
В печах производится нагрев слитков или слябов с максимальными
размерами 250X850X4 650 мм, имеющих вес £макс=2500 кг.
Печь по конструкции выполнена пятизонной (рис. 7-6) и имеет то-
мильную зону, 1-ю сварочную зону с верхним и нижним обогревом,
369
2-ю сварочную зону с верхним обогревом, 3-ю зону и 5-ю зону с боко-
вым обогревом. Однако во второй зоне обогрев ликвидирован И печь
работает как четырехзонная.
Печь двухрядная с боковой выдачей. Металл транспортируется па
четырем глиссажным трубам, опирающимся на поперечные трубы.
Внутренние размеры печи: длина 29840 мм; ширина 3920 мм; вы-
сота томильной зоны 1600 мм; 1-й сварочной зоны 2400 мм; 2-й сва-
рочной зоны 2 250 мм; 3-й зоны 1 950 мм; 5-й зоны 2 000 мм.
Высота пережима томильной зоны 1 100 мм, 1-й сварочной зоны
1 075 мм, 2-й сварочной зоны 825 мм.
Печь отапливается мазутом марки 80.
Рис. 7-6. Схема пятизонной методической нагревательной печи.
а — график изменения температуры в рабочем пространстве; б — схема подовых труб.
Мазут перед каждой печью подогревается в трубчатом подогрева-
теле до температуры 90—100° С. Сжигание мазута производится воз-
душными форсунками высокого давления непосредственно в рабочем
пространстве печи. Каждая печь оборудована двумя воздуходувками,
подающими воздух в печь.
Подогрев воздуха в настоящее время осуществляется в чугунных
игольчатых рекуператорах, установленных в дымовом борове, который
размещен над уровнем пола. Рекуператоры работают крайне неудовле-
творительно. Ввиду большой неплотности рекуператора увеличивается
объем газов, что вместе с высоким газовым сопротивлением не позво-
ляет пропускать все газы через рекуператор, и подогрев воздуха едва
достигает 200° С.
Удаление продуктов горения из рабочего пространства осуществ-
ляется дымовыми трубами высотой 65 м, установленными по одной на
каждую печь.
370
Работа печей в настоящее время характеризуется следующими по-
казателями. Продолжительность нагрева слитков при холодном посаде
т=3,9 ч, расход мазута В —2 400 кг!ч. Температура в печи (по заме-
рам): в томильной зоне 1 300° С, в первой сварочной зоне 1350° С,
во второй сварочной зоне 1 150° С, в хвосте печи 850° С.
Глиссажные продольные трубы, по которым движутся слитки, и по-
перечные поддерживающие трубы имеют исиарительное охлаждение, но
пар получается низкого давления
а в летнее время вообще
сбрасывается в атмосферу.
К. п. д. печи составляет не
более 35%'. Следует прове-
сти энергетическую модер-
низацию печей с целью рез-
кого повышения к. п. д.
Литература: [Л. 1, 5, 19,
24, 25].
даже зимой,
Выбор способа рекон-
струкции. С целью повыше-
ния к. п. д. печи устанавли-
ваем стальной трубчатый
рекуператор с подогревом
воздуха до 500° С. Систему
испарительного охлаждения
реконструируем для получе-
ния пара энергетических па-
раметров с использованием
его на местной ТЭЦ. Рекон-
струкция системы- испари-
и слабо используется
Рис. 7-7. Трубчатый стальной рекуператор для ме-
тодической печи.
— подвод продуктов сгорания; 2 — металлическая кон-
струкция рекуператора; 3 — крюк для подъема рекупера-
тора при ремонте; 4 — трубы со вставками; 5 — трубные-
решетки (восемь секций, соединенных гибкими угольни-
ками)* 6— нижний воздушный короб; 7— верхний воз-
душный короб; 8 — перегородка; 9 — отвод уходящих га-
зов; 10 — гибкие угольники: 11 — подвод холодного возду-
ха; 12 — отвод горячего воздуха.
на перегрев пара. Рекуператор выбираем
тельного охлаждения рас-
смотрена ниже в примере
8-4. Тепло отходящих газов
используем для подогрева
воздуха в рекуператоре и
для перегрева пара от си-
стемы испарительного ох-
лаждения, распределяя их
пропорционально затратам
тепла на подогрев воздуха и
стальной трубчатый по типу рис. 7-7 с прямоточным движением воздуха
внутри труб. Поскольку сопротивление по воздуху легко преодоле-
вается давлением, развиваемым воздуходувкой, выбираем большое зна-
чение скорости воздуха, что улучшает условия теплообмена в рекупера-
торе. Газы движутся поперек пучка труб в два хода. Такая схема
позволяет применить внутри труб вставки для повышения коэффици-
ента теплоотдачи нагреваемому воздуху. Тепловое удлинение трубок
получается более равномерным, чем в других схемах. Наконец, такая
схема позволяет легко вынимать рекуператор для очистки от
ний при помощи крана.
Расчет производительности печи. Напряжение
ставляет [Л. 24, стр. 38]:
гг 4 200 4 200 4 200 4 200
Пакт— ' — бО-с “60-3,9“ 9,35 ~
s
активно го
кг[м2-ч,
25
загрязне-
пода со-
где z — удельная продолжительность нагрева на единицу толщины
слитка, т=3,9 ч — продолжительность нагрева; s=25 см —
толщина слитка.
371
Емкость печи
Ez=sFawsp=0,25-87,5-7000= 153000 кг,
где ЕаКт=2-1 650-26,4=87,5 м2 — площадь активного пода; р=
=7 000 кг 1м?— плотность слитка; $=0,25 м— толщина стопки слитков.
Часовая производительность печи
£ isaooo о .
G = 3,9-10- =39’3 т1Ч-
Расчет горения мазута и определение ёго коэффициента исполь-
зования. Состав рабочей массы высокосернистого мазута марки 80 [Л. 5]:
0=83,4%; Нй= 10%; S£ = 2,9%; №4-О = 0,4%; W» = 3%; А«й =
= 0,3%. Низшая теплота сгорания Q£=9170 ккал (кг.
Теоретическое количество воздуха v° и количество продуктов сгора-
ния ,ОГ = ^0,4“ yNa~b ин5p-j-u(«—l)4-0,016z7°a при коэффициентах избытка воз-
духа в печи ,01=1,05, перед рекуператором о'р=1,1 и за рекуперато-
ром а"р=1,2 определены по методике (Л. 5]. Результаты расчета све-
дены в табл. 7-4.
Т аблица 7-4
Расход воздуха и выход продуктов полного сгорания
Коэффициенты избытка воздуха Теорети- чески не- обходимое количество воздуха v°, м?1кг Количе- ство су- хих трех- атомных газов, ико3’ м?/кг Теорети- ческое количе- ство азота 4.. лР/кг Теорети- ческое количество водяных паров °Н О’ мъ/ке Избыточ- ное коли- чество воздуха дов = = (а—1)о®, м3[кг Общее количест- во газов «г» м31кг
aT =1,05 в печи а'р = 1,10 в борове до ре- 10,15 1,58 8,02 1,32 0,507 11,60
куператора 10,15 1,58 8,02 1,32 1,015 12,09
ар = 1,15 в рекуператоре . . а''р = 1,20 после рекупера- 10,15 1,58 8,02 1,32 1,52 12,63
тора 10,15 1,58 8,02 1,32 2,03 13,15
Вычислим коэффициент использования мазута в печи по формуле
из [Л. 1, стр. 181]:
1 । А ~Ь А ^х.н-Н/м.н 4- —у)А.«
45-1-1 516 183,4-1-0-1-754-1-2 970
9170 9170
Здесь: энтальпия мазута, нагретого перед сжиганием до А = 90° С,
/т=с/т=0,5-90 = 45 ккал[кг\
энтальпия воздуха, идущего на горение с температурой А=450° С,
/в = ати°свА =1,05-10,05• 0,324• 450 = 1516 ккал/кг',
энтальпия отходящих газов при температуре io-r=800°C и ат=1,05
(1 ?) /О.Г = (1 ?) (УЦО3ССО3 4“ UN3CN3 4“ Д^в^в 4“ ин3ОСН3о) ^о.г =
=0,85 (1,58-0,509 4-8,02-0,326-[-0,507-0,346-[-1,34-0,398)850 =
=2 970 ккал]кг-,
средняя теплоемкость газов при 800° С
е°.г = п бо°85О =0’355 ккал!м* • град;
372
энтальпия газов, выбивающихся из печи при /в.г= 1 200 °C,
<р/в ! =<ригсв г/в.г = 0,15* 11,60-0,363-1 200 = 754 ккал/кг.
Потерю тепла от химической неполноты сгорания принимаем по [Л. 24]
^.H = 0,02Q’’ = 0,02-9 170=183,4 ккал[кг.
Расход мазута по [Л. 1, стр. 181]:
<2техи + Qp _ 7,174-ю® + 7,6-ю«
Г)РТ “ 9 170-0,743
Ч'нЛи.т
= 2 160 кг/ч.
Здесь: р.геа}н = (Ф"м — Р'м) — Рэкз —расход тепла на нагрев металла (Q"M—
—Q'K) за вычетом тепла, выделившегося при сгорании металла Q8K8;
Q"M _QrM = Q (/\ _ /гм) = 39,3. Ю3 (200 — 0) = 7,86- 10е ккал/ц
$эк81 350^/7= 1 350 —39,3-103 = 0,686- 10е ккал]кг,
где 0=39,3 • 103 кг)ч — масса нагреваемого металла; £/=1,3%—угар
металла в процентах от производительности печи; Гм=0 /"м=
= 200 ккал!кг — начальная и конечная энтальпия металла.
Следовательно,
Q-гехн’—7,86.10е — 0,686.10е = 7,174- 10е ккал[ч.
Табл'ица 7-5
Тепловой баланс печи
Статья баланса Расчетная формула Численное значение
Гкал 1ч %
Приход тепла
Теплота сгорания топлива QT = BQP = 2 160 • 9 170 . 10-® 19,740 ' 83,00
Энтальпия воздуха, поступаю- щего на горение при — —450* С Энтальпия топлива QJ = В1я = 2 160 • 1 516 • 10-е QJ =в/т = 2 160.45 • IO-* 3,266 0,097 13,68 0,41
Теплота сгорания металла Qa«a 1 350 -|qq G = 1 350 jpg X 0,686 2,91
Х39.3 • 10-«
Итого 23,789 100%
Расход тепла
Расход тепла на нагрев металла Д Qm = G(/"M _ /'м) = 39,3 X X (200—0) .10 -8 7,86 33,00
Тепло, переданное пару в си- стеме испарительного охлаж- дения См. отдельный расчет ниже 5,35 22,45
Потери тепла
с отходящими газами Оо.г = В (1—у) /о.г = 2 160 X X 0,85- 3500 -'IO-’ 6,39 27,55
с выбивающимися газами Qb T г = 2 160 /0,15 X Х5 030 • 10-е 1,633 6,34
от химического недожога Рх.и = В/7х.я = 2 160 • 183,4.10-в 0,395 1,66
в окружающую среду + дру- гие потери и невязка Qo.c+проч 2,161 9,00
• > Итого 23,789 100%
373
Тепло, рассеянное в окружающей среде и переданное на испаре-
ние воды в глиссажных трубах,
Qn p = Qn+Q0.c = 5,35- 10е 4-2,25- 10e = 7,60- 10е ккал/ч.
Тепло, переданное воде (см. расчет ниже),
Qn=5,35-106 ккал/ч.
Тепло, рассеянное в окружающей среде, составляет QOc=
= 2,25• 106 ккал)ч (расчет опущен).
Показатели тепловой экономичности печи. Технологический к. п. д.
печи после реконструкции составит:
1теад — 2 160.9 170 1UU
вместо прежнего
7,86-10».100
'Птеин 2 400-9 170 — бд/о-
Тепло, переданное на выработку пара в глиссажных трубах:
о _______________________5,35-Ю6-юо____ю 450/
2 160-9 170 — 1U,4° '°*
Энергетический к. п. д. печи т)Эн=40+10,45=50,45%'.
Повышение к. п. д. составляет примерно 50—35=15%.
Расчет теплового баланса печи сводим в табл. 7-5.
Расчет рекуператора. Дымовые газы, отходящие от печи, охлаж-
даются за счет присоса воздуха, и их температуру при входе в рекупе-
ратор найдем из уравнения теплового баланса смешения
f 4+(«"₽ — «,) У°св<в = 3500 + 0,1-10,15-0,31.30 =8qqqс
® vtcr 12,63.0,351
Здесь г^=12,63 м31кг — количество продуктов сгорания в рекуператоре;
сг=0,351 ккал1м?>град — их средняя теплоемкость (расчет опущен);
/г=3500 ккал!кг — энтальпия продуктов сгорания на выходе из печи
при 850° С.
Энтальпия продуктов сгорания перед рекуператором
/"р=3 500+0,1 • 10,15-0,31 -30=3509 ккал!кг.
Общее количество газов, поступающих в рекуператор и паропере-
греватель, 14=2 160-0,85-12,63=23100 мР/ч.
Количество газов, проходящих через пароперегреватель, 14пп=
= 4 300 м3/ч, или 18,6% (см. расчет пароперегревателя — пример 8-4).
Количество газов, проходящих через рекуператор,
КгР=23 100—4300= 18800 м*/ч, или 81,4%.
Энтальпию газов после рекуператора находим из уравнения тепло-
вого баланса рекуператора
5(1 — ф)г(7'р — 7%) 9=1,1QB,
где г — доля газов, проходящих через рекуператор (в данном случае
г=0,814); ср=0,98 — коэффициент сохранения тепла рекуператором;
1,1—коэффициент запаса.
Отсюда
= I'v в (1 -4) г<? 509 — 2 i6o.o,85.O,814 0,98 = 1 ккал!кг‘
374
Температура газон за рекуператором
/г г __ 1 °59 __ 940° С
1 р v.c, “12,63-0,349
Такая температура обеспечивает отсутствие сернокислотной корро-
зии металла, так как /"р>/росы-
Принимаем стальные трубы 0 38X3 мм (т. е. 6^=38 мм, dBH=
= 32 мм}. Для повышения эффективности теплоотдачи горячей части
рекуператора в трубах предусматриваем вставки из тонкой стали dBCT =
= 20 мм. Трубки располагаем в шахматном порядке с поперечным ша-
гом Si = 68 мм и продольным шагом s2 = 68 мм. Тогда
dn"~ 38 ~1,8 И — 38 —Ьо-
Скорость воздуха в трубках принимаем ш°= 14 м!сек, тогда количество
труб, включенных параллельно по воздуху, можно определить из формулы
/ j2 j2 ) ----
4 3 600w°
в
или
3» 14 /о г>2 о А2\ 1Л-4 1,1-1,05-10,15-2 160
П 4 (6,2 2.U )• 1U — 3 600-14
откуда п = 1 020 шт.
Средняя температура газов в рекуператоре ^р= 800 + 240=520° С, при
этой температуре коэффициент кинематической вязкости газов [Л. 5] vr =
= 76,3- 10~в м2]сек, а коэффициент теплопроводности ЛГ = 5,64Х
X №~*ккал]м-ч-град.
Средняя температура воздуха ^р=450~h20 =235° С. Для воздуха при
этой температуре vB = 34,8-10~e и Лв = 3,38-10-2.
Критерий Рейнольдса для кольцевого сечения
Г) f
Вев = -^_ = ш0
^в '
___ 14 273 4-235 12-10-’
273+£р de_
273 ~~
_______________26,1-12-10-«_ 0()0
273 34,8-10-»“ 34,8-10-» “
Здесь б/э = dBa — dBCT = 32 — 20 = 12 мм = 12 • 10 _ 3 м—эквивалентный
диаметр кольцевого сечения.
Критерий Нуссельта для кольцевого сечения трубки по формуле
NuB=0,02 f^-Y,2SRe°(-8 Рг0’4 =0,02 W0’’“-0,72’.4 = 2I,4.
V^bct у в] в I 20 у
Коэффициент теплоотдачи конвекцией от стенки к воздуху
NuBXB 21,4-3,38-102 спо . „ л
^ст.в— J — 12* 10“ а-— 60,3 ккал{м2-ч-град.
Определим характеристику шагов:
- 1):(2.01 - 1)=0,8>0,7.
Здесь диагональный шаг
=|/ -^1,8!4-1,8! =2,01.
375
Критерий Нуссельта для конвективного теплообмена [Л. 5]
Nur = O,295CzRe0’6 [0/-- ---lj]°’25=
= 0,295-1 -4350°'fi 0,9°’25=44,8.
Здесь критерий Рейнольдса Rer = -^^= 3,0 2732^52° у^зЛб-6 —4350;
поправочный коффициент на число рядов Сг 1.
Коэффициент конвективной теплоотдачи от газов к стенкам труб
NurXr 44,8-5,64.10-2 с л
аг С1 = —~~= —оо тп-з-------= 66,6 ккал[м2 • ч - град.
Cl jj OO • 1 w
Определим коэффициент теплоотдачи лучеиспусканием от газов
к стенкам труб.
Степень черноты незапыленного потока газов (Л. 5]
1 _e~^rnS — i _е~ 3,54.0,231.0,159 = 1 0,129„ Q, 13.
о dt
Здесь kr — коэффициент ослабления луча трехатомными газами [Л. 5]:
ь _____________________ i°-8 + i.6rHaO /< |лоо к
«Г = ---—--------11 -р.38 TOW J =
793 \___з 54.
1 000 / ’ ’
Ко,231-0,1
1 34
rH>o = 12’ б3=0,106 — доля водяных паров в дымовых газах в рекупе-
раторе;
1,58 n 1 пг:
rROji = 12~бз =0,125—доля сухих трехатомных газов;
гп = 0,1064-0,125 = 0,231 —суммарная доля излучающих газов.
Поскольку 68 + 68 = 3,6 <7, эффективная толщина излу-
чающего слоя газов
s
4,1^ d = (l,87-3,6 — 4,1)«0,038=0,1 м.
Коэффициент теплоотдачи излучением [Л. 5]
аг = андСг = 66-0,13-0,94 = 8,04 ккал1м2-ч-град.
Суммарный коэффициент теплоотдачи от газов к стенкам труб
агС1 = 66,60-j-8,04 = 74,64 ккал/м2-ч-град.
Коэффициент теплопередачи от газов к воздуху
k = 5 —j—i---j—=0,85 —j---------—j-----=32,5 ккал[м2- ч - град.
ar ci тас ъ 74,64^" 1,3-60,5
Здесь £=0,75 — коэффициент использования поверхности; m=l,2 — ко-
эффициент, учитывающий косвенный ,нагрев воздуха вставками (по
графику).
Средняя логарифмическаятразность температур для противотока
д/ = = (800 — 450) — (240 — 20) =
. 350
2’31gXT 2,3 lg220
п п 450 — 20 „ п 800 — 240 1 О
Параметры Р — 80p-_2Q =0,55; R^= 450_-20 " 1>3> т0ГДа поправоч-
ный коэффициент (по графику) 6=0,87.
376
Поверхность нагрева рекуператора
р — - Q” _ 3,266» 10* —а
Ше ~ 32,5-280-0,87 — 4:10 м '
Поверхность нагрева одной трубы
f=-n&=°.4О7 и'.
Высота трубы
0,407
3,7 м.
ndep 3,14-0,035
Живое сечение для прохода газов
Н-, V* -. 18 800 _ . а
Т ЗбООдаО 3600-3
Учитывая два последовательных хода по газам, имеем:
Я'г=2-1,74=3,48 м\
тогда
„ __ H't _rF 3,48-10’ ло
1 (St — d)l (68 — 38)3,7 4° РЯДОВ.
Ширина газохода рекуператора
£==48-68 = 3264 мм.
Длина газохода рекуператора при числе рядов труб za = 21
7И = 21-68 = 1428 мм.
Аэродинамический расчет выполняем, пользуясь пособием [Л. 19],
но для краткости его опускаем. Определим для примера сопротивление
движению газов через рекуператор. Сопротивление пучка труб рекупе-
ратора по графику 6 [Л. 19]
bh=\CsCdMTp(zs4- 1)= 1-0,95-0,6-21 = 11,97 мм вод. ст.
Сопротивление при повороте на 180°
A- t w2 „ wo /, f t \ o 32 . * /Г’Т 520\
— '“2^"Р~~5<» 2g Po (1“‘ 273y~2’ 2-9,81 **’^Vfcl273/
= 3,5 мм вод. cm.
Суммарное сопротивление газового тракта составляет:
2ДЛг=40 мм вод. ст.
Сопротивление воздушного тракта складывается из сопротивления
рекуператора и воздухопроводов.
Сопротивление трения в трубах рекуператора
р
At. . I Wa , I Юо л f. I fcp\
длв—z -- 2g p —я, 2g p0 ^1 + 273^—
== 0,033' |2 IQ—*” 2-9 81 ^1 273)== 1^0 мм вод. cm.
i
Здесь Л = (igReB—o,9)2 (3,95 —o,9)2 = 0.033 коэффициент тре-
ния при Re = 9 000;
c?8 = dBH—dBcr=(32 — 20)-10~s= 12-10-3 м — гидравлический диа-
метр’концентрического хода.
25—1243 377
Затрата давления на ускорение воздух
Л<, _ "2 _ _ “&• гг„ г, 1
апУ“ — — Рг — Р1------------—
142-1,293 Г450+ 273 2931 .Л _ а
~~-------- ——---------273 1=40,7 мм вод. ст.
9,81
Суммарное сопротивление воздушного тракта S/zB = 260 мм вод. ст.
(расчет опущен).
Глава восьмая
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ВТОРИЧНЫХ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ РЕСУРСОВ
8-1. ОБЩИЕ ПРЕДПОСЫЛКИ
Под вторичными энергетическими ресурсами понимаются: теплота
продуктов сгорания, покидающих печи с относительно высокой темпера-
турой; теплота шлаков, удаляемых из плавильных печей с высокой тем-
пературой; теплота жидкости (воды и других жидких теплоносителей)
или парожидкостной эмульсии, охлаждающих металлические детали
в горячих элементах печей; теплота горячих материалов, выходящих
из печей; тепло кладки остывающих печей периодического действия
и пр. Теплота продуктов сгорания включается в состав вторичных энер-
горесурсов только после регенеративных устройств печи (регенераторов
и рекуператоров), так как регенерация тепла является органической
и неотъемлемой частью процесса. Ко вторичным энергетическим ресур-
сам относят и химическую энергию низкокалорийных колошниковых га-
зов (ваграночные газы и газообразные отходы производства). Коксовый
и доменный газы обычно рассматриваются как сопутствующие продук-
ты коксодоменных цехов и не относятся к вторичным энергоресурсам.
Тепло газов, отходящих от высокотемпературных печей, а также горя-
чих технологических газов используется в котлах-утилизаторах. В зави-
симости от назначения эти котлы бывают или газотрубными с есте-
ственной циркуляцией воды, водотрубными с естественной циркуляцией
или змеевиковыми с многократной принудительной циркуляцией [Л. 1,
26, 27, 29—32]. Характерным примером использования вторичных энер-
горесурсов является установка котлов-утилизаторов за мартеновскими
печами, трубчатыми печами для нефтепереработки и в устройствах
для сухого тушения кокса.
Некоторые металлические элементы печи, работающие в условиях
высоких температур, для увеличения их стойкости и надежности в экс-
плуатации имеют искусственное охлаждение. Например, в доменных
печах охлаждают дутьевые фурмы и гарнитуру горновой зоны; в мар-
теновских печах охлаждают кессоны (кессон — металлическая конструк-
ция, поддерживающая кладку газового сопла), фурмы, рамы и заслон-
ки рабочих окон и подпятовые балки.
До недавнего времени охлаждение производилось сырой проточной
водой при нагревании ее не свыше 30—40° С с повышением ее темпера-
туры всего на 6—15° С. Потери тепла с водой были очень велики и со-
ставляли, например, для мартеновских печей до 15—25%' от всего тепла,
израсходованного в печи (первая цифра относится к мазутным, вто-
рая— к газовым печам).
В настоящее время у большей части мартеновских печей охлажде-
ние испарительное, т. е. производится кипящей водой, а водоохлаждае-
мые элементы в этих условиях вырабатывают пар (0,5—4 ат и выше),
378
пригодный для теплофикации или для использования в паровых турби-
нах низкого давления. Испарительное охлаждение, впервые осуществ-
ленное на мартеновских печах, не снижает, а увеличивает эксплуата-
ционную надежность печей и дает высокий экономический эффект:
к. п. д. печей повышается с 15—20 до 25—35%, и, кроме тогоя резко со-
кращается расход охлаждающей воды, а также соответственно умень-
шается расход энергии на ее перекачку.
8-2. ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ УСТАНОВОК
С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ВТОРИЧНЫХ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ
Пример 8-1. Газотрубный котел-утилизатор для использования тепла
технологических газов
Задание. Разработать проект котла-утилизатора для использо-
вания тепла технологических газов, уходящих от печи химического
производства с температурой 330° С. Температура газов после кот-
ла 200° С, количество газов Гг=22650 м3/ч при нормальных условиях,
температура питательной воды £п.в=110°С- Пар насыщенный с абсо-
лютным давлением р=3,5 ат.
Литература: (Л. 5, 19, 26].
Выбор типа котла. Газы перед котлом имеют невысокую темпера-
туру 330° С, а абсолютное давление насыщенного пара составляет
всего 3,5 ат. В этих условиях наиболее подходит газотрубный котел-
утилизатор с большим водяным объемом, отличающийся простотой
в отношении обслуживания и большой надежностью. Поскольку исполь-
зуется тепло ценных технологических газов, котел выполняется с высо-
кой степенью газоплотности. Конструкция котла показана на рис. 8-1.
25* 379
Средняя температура газа
, ззо + 200
Гер-- 9
=265° С.
Теплофизические характеристики технологического газа при сред-
ней температуре /Ср=265°С: коэффициент кинематической вязкости
v=40,8-10—6 м21сек\ коэффициент теплопроводности А=0,0394 ккал/мУ.
Уч-град', критерий Прандтля Рг=0,673.
Плотность технологического газа определяем по формуле
273
Pt Ро 273 4-t ’
где р0=1,26 кг/м3.
Тогда рзз0=0,57; р2в6 = 0,64; р200 = 0,727 кг/м?.
Массовый расход газа через котел-утилизатор
714 = Vopo = 22 650-1,26 = 28500 кг/ч.
Скорость дымовых газов принимаем ауСр,2б5=14,6-мДек (с после-
дующим определением величины аэродинамического сопротивления).
Необходимая площадь поперечного сечения труб
М
28 500 поле .,2
= 36OOp8e6t0cp,2e6 " 3 600-0,64-14,М ‘
Трубы выбираем стальные 0 57/50 мм, расположение их в труб-
ной решетке принимаем по углам равносторонних треугольников.
Число труб
4FTP _
«4
п =
4-0,845
3,14-0,025 ШТ>
В поперечном сечении котла-утилизатора предусматриваем паровое
пространство, отверстия для циркуляции воды и люк в перегородке для
чистки от накипи межтрубной части.
Определение коэффициента теплопередачи. Коэффициент теплоот-
дачи конвекцией от дымовых газов к стенкам труб при продольном дви-
жении газов в трубах [Л. 5, стр. 40]:
а = 0,029 4-f—У’8 Рг°’4СА. *
’ d I v J \ * 1
Здесь Ct и Ci — поправочные коэффициенты.
Критерий Рейнольдса
=17850> 10000.
Эквивалентный диаметр d=0,05 м.
При охлаждении газов Ct= 1,06, при //€/>50 С/=1,0, тогда
а,=О,О2з2^ f 14^'2'°5- 10е Y'8 -0,673|>,.1,06-1=41,1юам/ж’.«.град.
Лучистый теплообмен в условиях невысокой температуры газа
(265° С) и небольшой величины эффективной толщины газового слоя
теплоотдачу увеличивает незначительно, а потому не учитывается.
Температурный напор
w Д/в — Д/и _ (330 — 138) — (200 — 138) . t-o г
Ut — д£ 330 —138 110
2’31е"д?и 2’312 200 — 138
Здесь 138° С — температура насыщения при р=3,5 ат.
380
Коэффициент теплопередачи испарительной поверхности по [Л. 5,
стр. 37]:
k = i-|-eaj~ 14-0,005.41,1 1 ккал/м2 • ч • град,
t где е — коэффициент загрязнения поверхности нагрева, принимаем
е=0,005.
Потери тепла котлом-утилизатором в окружающую среду прини-
маем (с последующей проверкой) ^о.с=1,0%'.
Тепло, переданное газами в котле:
Q=сср (4 — /,)=• 0,3317 (330 — 200) = 975 000 ккал/ч.
Ро 1»
Здесь сср=0,3317 ккал/м3 - град— средняя объемная теплоемкость га-
зов в пределах от 200 до 330° С.
Поверхность нагрева котла-утилизатора
р Q Qo.c __(1 —0,01)-975 000 qj-л 2
W — 34,1-115 20 •
Длина труб
/ .__ F _____ 250 __о _
nd№n~' 3,14-0,05.430 М‘
Определение тепловых потерь. Котел-утилизатор устанавливается
на открытом воздухе, и его поверхность покрывается слоем тепловой
изоляции, защищенной от действия атмосферных осадков окрашенным
металлическим кожухом. При скорости ветра 5 м/сек для аппаратов
диаметром 2 м коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности изо-
ляции составляет ан=20 ккал/м2-ч-град (расчет опущен).
Удельные теплопотери по нормам проектирования тепловой изоля-
ции при зимней расчетной температуре:
/ззо = Фззо^ззо =1,1’145=160 ккал/м2• ¥•,
q'li0 = ф140<7140 = 1,25-80= 100 ккал/м2-ч.
Наружная поверхность камеры входа газов
5ВЯ=5ЦИЛ+5сф.сегм = ^нар/ + «(^ + 2а2) = 3,14-2,16-1,07 4-
4-3,14(0,524-2-1,082)= 15,34 м2.
Поверхность корпуса (цилиндра)
SKOpn = = 3,14 - 2,16 • 3,8 = 25,8 м2.
Теплопотери входной камерой
Qr> о с — q,330SKSi =160-15,34 = 2 450 ккал/ч.
Теплопотери корпусом
Q„, о.с = ^'14о5корп = 100-25,8 = 2 580 ккал}ч.
Теплопотери выходной камерой не учитываем.
Общие теплопотери: Qo.c = QIt Ос4~Фц, о с=2 450 4-2580= 5030 ккал/ч,
^4^-100=0,52^.
Ранее мы приняли 1,0%, расхождение получилось незначительным,
поэтому уточняющего расчета производить не будем.
Определение паропроизводительности котла-утилизатора. Уравне-
ние теплового баланса котла-утилизатора
Q---=£>(/"-Г) 4-Qo.c.
381
Энтальпия сухого насыщенного пара при р=3,5 ат i"—
=652,4 ккал!кг\ энтальпия питательной воды f =110,2 ккал/кг (/п.в—
= 110°С), тогда паропроизводительность котла-утилизатора
ri Q Qo.c 975 000 — 5 030 . олл in !и
D - ~? = ~652Л - ПО,2 = 1 800 **/*•
Аэродинамический расчет. Площадь живого сечения газовой камеры
FIMm=Jt-=-542-=3,14 м*.
Коэффициент сопротивления входной камеры (удар и поворот)
1=1Д
Скорость во входном патрубке
М 28 500-4 оля /
Рпо^вх-3600—0,57-3,14-0,902-3600 —2U’° м!сек-
Местная^потеря давления на входе в газовую камеру
Д/гвя=В psso =1,5- 92-п~ог • 0,57 — 18,8 мм вод ст.
Потери давления на трение в трубах при /ср=265°С, wc^-=
=’14,6 м{сек, /тр=3,7 м, шероховатости труб 6=0,2 мм, Сш = 0,7,
Д6гр = 6,75 мм вод. ст. по [Л. 19, стр. 106]:
Д6тр = Д6грСш/ = 6,75-0,7 -3,7 = 18 мм вод. ст.
Потери давления вследствие изменения сечений при входе и выходе газа
в трубную часть при ~ з*8^5 — 0,265 составляют по [Л. 19, стр. 114]:
ДАи8м==(5вл+ВвыЧ)-^-р2в8 = (0,27-1-0,62)^^-0,64=6,17 мм вод. ст.
Коэффициент сопротивления выходной камеры 5=1,5.
Скорость газа в выходном патрубке
__________ М _________ 28 500-4______________1R Q /✓» ‘
И'выя 3 600paooFBMx 3 600-0,727-3,14-0,902 1 0/5 м1СеК‘
Потеря давления на выходе из газовой камеры
' ДЛЕЬЯ=«-^- рам= ‘j8'1».'3* -0,727 = 14,8 мм вод. ст.
Суммарная потеря давления
2Д6= 18,8+18 + 6,17 + 14,8=57,8 мм вод. ст.
Общая поправка на разницу плотностей воздуха и газов по |Л 19
стр. 29]
= 1,293 = 1,293 “ О’
Полное сопротивление газового тракта котла-утилизатора
ДЯ="Л4р2ДА = 0,975-57,8 = 56,3 мм [вод.ст.
Пример 8-2. Котел-утилизатор для мартеновской
сталеплавильной печи емкостью 800 т
Задание. Спроектировать котел-утилизатор с многократной при-
нудительной циркуляцией для использования газов, отходящих от мар-
теновской сталеплавильной печи с весом металлической завалки 800 т,
работающей на природном газе Ставропольского месторождения. Па-
раметры пара — абсолютное давление 18 ат, температура 360° С. Темпе-
ратура питательной воды 100° С.
Литература: [Л. 5, 19, 26, 27].
382
Рис. 8-2. Принципиальная схема котла-ути-
лизатора для 80Q-T мартеновской печи.
1 — экономайзер; 2 — барабан-сепаратор; 3 — цир-
куляционные насосы; 4 — испарительные змееви-
ки; 5 — пароперегреватель; 6 — шламоотделитель:
7 — главный паропровод; 8 — главный питатель-
ный трубопровод.
Выбор конструкции котла-утилизатора. Для использования тепла
газов, отходящих от мартеновских печей, в настоящее время приме-
няются котлы-утилизаторы (КУ) с многократной принудительной цир-
куляцией рабочего вещества (МПЦ). Для нашего случая подходит ко-
тел-утилизатор типа КУ-125, описанный в [Л. 27 и 31]. Более рациональ-
ной является другая конструкция Белгородского котельного завода
с улучшениями, отмеченными ниже.
Принципиальная схема котла приведена на рис. 8-2.
Питательная вода под давлением питательных насосов проходит
водяной экономайзер 1 и поступает в барабан 2. Из барабана вода за-
бирается циркуляционными насо-
сами 3 и прогоняется через испа-
рительные змеевики 4, после чего
вновь поступает в барабан уже
в виде смеси воды и пара, так
как часть воды (6—20%) в змее-
виках испаряется. В барабане
пар отделяется от воды и на-
правляется в перегреватель 5, из
которого поступает к потребите-
лям, вода же снова забирается
насосами, и таким образом осу-
ществляется многократная ее
циркуляция.
Котел-утилизатор КУ-125
имеет двухходовую компоновку
[Л. 27], спроектированный же ко-
тел-утилизатор (рис. 8-3) выпол-
нен с одноходовой по газу ком-
поновкой поверхностей нагрева,
что облегчает и упрощает осуще-
ствление дробеочистки поверхно-
стей нагрева от внешних загряз-
нений. Кроме того, улучшается
аэродинамика котла, так как от-
сутствует отрицательная самотя-
га во втором газоходе.
Поверхности нагрева котла
образованы змеевиками из труб
0 28X3 мм и набираются из от-
дельных, полностью собираемых
на заводе-изготовителе .блоков.
Расположение труб в блоках шах-
матное, что позволяет отказаться
от принятого в котле-утилизаторе
КУ-125 способа крепления паке-
тов с помощью бугелей и стяж-
ных болтов. В данном котле ди-
станционирующие планки прива-
рены к опорным балкам (ли-
стам), а также в несколькик местах между собой. Это позволяет на-
бирать поверхности нагрева из отдельных блоков без газовых перегоро-
док. Наличие отдельных блоков также дает возможность отказаться от
индивидуального шайбования змеевиков испарительных поверхностей
нагрева и установить одну дроссельную шайбу перед камерой каждого
блока.
Поверхности нагрева котла по ходу газов расположены следующим
образом. Первая испарительная поверхность нагрева образована че-
383
тырьмя параллельно включенными блоками общей поверхностью 188 л2.
Особенностью схемы включения является то, что котловая вода,
пройдя поверхность нагрева, поступает не сразу в барабан, а проходит
по коллекторам, служащим опорой для испарительных поверхностей
нагрева и пароперегревателя. Это позволяет иметь температуру стенки
Рие. 8-3. Поперечный разрез котла-утилизатора.
384
опорного коллектора не выше температуры насыщенного пара, т. е. зна-
чительно ниже, чем при обычном воздушном охлаждении.
Пароперегреватель состоит из четырех параллельно включенных
блоков общей поверхностью 190 ле2.
Вторая испарительная" поверхность нагрева также состоит из четы-
рех параллельно включенных блоков общей поверхностью 238 лс2.
Третья испарительная поверхность нагрева состоит из двух после-
довательно включенных секций, каждая из которых состоит из четырех
параллельно включенных блоков. Общая поверхность их 476 ле2.
Водяной экономайзер питается химочищенной деаэрированной во-
дой из общего питательного трубопровода и состоит из трех секций,
каждая из которых образована четырьмя параллельно включенными
блоками. Общая поверхность нагрева экономайзера — 600 ле2.
Движение пароводяной смеси принудительное и осуществляется
циркуляционными насосами.
Барабан котла с диаметром Da=l 500 мм расположен внизу на ну-
левой отметке на двух роликовых опорах. Такое расположение бара-
бана не требует специального, применяемого в обычных котлах каркаса
под барабан.
Внутрибарабанное устройство состоит из циклонов и пароприем-
ного устройства с жалюзийными сепараторами.
Обмуровка выполнена накаркасной. Обшивка выполнена из листо-
вой стали толщиной 3 мм у обмуровки и 5 мм в верхней части котла.
Для уменьшения присосов воздуха в месте соединения верхней и ниж-
ней частей обшивки по периметру установлен компенсатор.
Для очистки поверхностей нагрева от заноса пылью и частицами
шлака предусмотрена дробеочистная установка со скиповым подъемни-
ком дроби.
Определение расхода топлива в мартеновской печи и количества
продуктов сгорания. Природный газ Ставропольского месторождения
имеет следующий объемный состав [Л. 5]: СН4=98%; С2Нв=0,4%;
СзН8=0,2%; СО2=0,1%; W2=1,3°/o. Низшая теплота сгорания Q® =
= 8490 ккал[м\
Расход топлива на печь определим приближенно, исходя из удель-
ного расхода тепла /7=0,76 Гкал!т стали4 [Л. 27]. Средняя производи-
тельность 800-тонной печи G=78 т/ч (Л. 27], и, следовательно, средний
расход топлива составляет:
в=^-=^~1ж7000 ^.
ХН I
Опуская расчет количества продуктов сгорания газа с коэффициен-
том избытка воздуха перед котлом а=1,6, укажем, что общий объем их
составляет иг= 16,33 м3/м3. Принимая добавочное шихтовые газы в ко-
личестве 16%, найдем общий объем газов:
V4ac=7 000 • 16,33 • 1,16 «125 000 м3/ч.
Полученная величина совпадает с рекомендованной в [Л. 27].
Состав продуктов перед котлом сгорания принят следующий:
СО2=8,9%; N2=72,8%; О2=6,5% и Н2О=11,8%'
Присосы воздуха Да примем: между второй и третьей ступенями
испарительной поверхности 0,01, перед экономайзером 0,03 и по уходя-
щим газам 0,05.
Расчеты объемов продуктов сгорания, парциальных давлений трех-
атомных газов и энтальпий продуктов сгорания по тракту котла све-
дены в табл. 8-1 и 8-2.
385
Расчет паропроизводительности котла. При работе печи на природ-
ном газе температура продуктов сгорания в общем борове колеблется
от 550 до 700° С, доходя эпизодически до 800° С.
Температуру газов перед котлом принимаем /=650° С, тогда
энтальпия газов перед котлом /=225 ккал}м3.
Температуру уходящих газов принимаем +=225° С, тогда энталь-
лия уходящих газов /у.г=77,6 ккал/м3.
Тепло воздуха, присасываемого в газоходах котла:
е
/в — ^прис (^)в = 0,05 • 9,3 = 0,5 ккал{м\
Количество тепла, отданное газами:
Q =(/ — /у.г + /в) Учас = (225 — 77,6 + 0.5)-125-103 = 18,5- 10е ккал{ч.
Параметры пара и питательной воды принимаем следующие: абсо-
лютное давление в барабане 19 ат, на выходе из котла 18 ат; темпера-
тура пара 4.п—360°; температура питательной воды /п.в=100°С;
Энтальпии, ккал!кг \ с перегретого пара «п.п=755,5; воды в бара-
бане «кип=213,1; питательной воды /п.в= 100,5.
Тепло продувки
*прод = 0,01/? (1кип — гп.в) — 0,01 • 8 (213,1 — 100,5) = 9 ккал!кг.
Количество тепла, воспринятое паром в котле:
Дг = 4.п — *п.в + 4род = 755,5 — 100,5 + 9 = 664 ккал[кг.
Коэффициент сохранения тепла в котле принимаем ф=0,98.
Расчетная паропроизводительность котла
о = ^=Л^£^_=27500 кг[ч.
ы, 664 '
Расчет первой испарительной поверхности нагрева. Температуру га-
зов в конце поверхности принимаем /"i=540°C. Энтальпия газов 1'\~
= 184,2 ккал!м3. Температура насыщенного пара при заданном давле-
нии 4=209° С, тогда расчетный температурный напор
Д/ =
д*в—Д4
2,31g
Д4
Д4
441 —331
441
2,3 !g 331
= 383° С,
где Д/б = Г1 — 4 = 650 — 209 = 441°С; Д/м=Г 4=540—209=331° С.
Количество тепла, воспринятое поверхностью нагрева:
Qt=<р (/ — /"J = 0,98 (225 — 184,2) = 40 ккал>м\
Таблица 8-1
Объемы присосов по тракту котла и парциальные давления
Наименование величин Размер- ность Перед котлом и паропере- гревателем Между вто- рой и третьей ступенями испаритель- ных поверх- ностей нагрева Перед экономай- зером В уходя- щих газах
•Присос воздуха Да — — 0,01 0,03 0,05
'Полный объем газов (в долях от — 1,0 1,01 1,03 1,05
») 1ЛГ = 1 - -Да
г _ _ Гсо* ат 0,089 0,088 0,086 0,0845
Парциальные К°« Ог
давления трехатом- „ ГН,О ат 0,118 0,117 0,115 0,1125
>ных газов Vr
ГП = rRO, + rH,O ат 0,207 0,205 0,201 0,197
Таблица 8-2
Расчет энтальпий продуктов сгорания
Температура газов t, °C 700 600 500 400 300 200
Объемы газов, м*/м* Энтальпия газов, ккал/м*
Газы перед котлом и пароперегревателем
°соа —0.089 исоа (с0соа 31,1 26,1 21,2 16,6 11,9 7,6
% = 0’728 (c0n, 164,5 139,8 115,0 91,6 68,1 45,1
пО1 =0,065 vot (с/)о. 15,6 13,2 10,9 8,5 6,3 4, 2
п =0,118 °НаО (с*)наО 32,3 27,3 22,3 17,7 13,0 8,5-
vr = 1,0 / 243,5 206,4 169,4 134,2 99,3 65,4
,Между второй и третьей испарительными поверхностями
^прис — 0,01 7ирис Пприс 2,3 2,0 1,6 1,3 1,0 0,0
vr = 1,01 / 245,8 208,4 171 135,5 100,3 66
Газы перед экономайзером
^прис 0,03 1 Прис ^прис (с/)в 7,0 5,9 4,9 3,9 2,9 1,9
иг = 1,03 / 250,5 212,3 174,3 138,1 102,1 67,3
Уходящие газы
^прис = 0,05 7ирис Уирис (с^)в 11,7 9,9 8,2 6,5 4,8 3,2
Vr = 1,05 7 255,2 216,3 177,6 140,7 104,1 68,6
Принимаем следующие размеры поверхности нагрева: шаги $1=
= 110 мм, 32=50 мм\ расположение труб — шахматное; диаметр труб
28X3 мм.
По номограмме III [Л. 5] определяем коэффициент теплоотдачи
конвекцией, принимая скорость газов о? = 9,5 м[сек:
aK = CzCsCtaB = 1,0-1,24-1,01-11,0 = 91,5 ккал/м2-ч-град.
Эффективная толщита излучающего слоя с учетом того, что <С 7,
составляет:
s' = f 1,87-------->4,Pd = fl,87 110J~5°—4,1 ^0,028 = 0,185 м.
d 1 j у 28 /
Принимая глубину газового объема перед поверхностью нагрева
4)б=3 м и самой поверхности нагрева Zn=0,65 м, определяем эффек-
тивную толщину излучающего слоя с учетом излучения газового
объема [Л. 5, стр. 44]:
s = s''° +. =0,185 0,65п+°’3,3=0,48 м.
tд О,00
Суммарная поглощающая способность трехатомных газов
pns = rns = 0,207 • 0,48 = 0,105 am.
Суммарная сила поглощения газов
= krrns = 2,1 - 0,105 = 0,22,
kr берем по номограмме IX [Л. 5].
387
Коэффициент загрязнения поверхности нагрева принимаем е=0,05.
Температуру загрязненной стенки найдем, предварительно задав-
шись поверхностью нагрева Hi—180 м3:
4 = + S 2^52-=209 + 0,05=350° С.
JJj lOU
Коэффициент теплоотдачи излучением по номограмме XI [Л. 5]
ад — аиаСг = 76 • 0,20 • 0,95 = 14,4 ккал!м2 • ч • град.
Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке
=шак4-«л — 1 -9,15-]- 14,4= 105,9 ккал/м2-ч-град,
где коэффициент омывания <о=1.
Коэффициент теплопередачи
604 =1 4-0,005-105,9=69,3 ккал!м?• ч,• град.
Рис. 8-4. Схема расположения змее-
виков 1-й испарительной поверхности
нагрева котла-утилизатора.
Тогда поверхность нагрева
Живое сечение для проход
f1 = F — 4zld=15,4-
Необходимая поверхность нагрева
rr __QV4aC __40,0-125-10» RR
211 ш 69,3-383 —^об-
сечение газохода выбираем F—
=3,86X4=15,4 м2 и размещаем в
нем полученную поверхность в ви-
де четырех блоков, каждый из кото-
рых состоит из 17 змеевиков
(рис. 8-4).
блока Ябл=17-8-3,9-0,028л=46,8 м2.
газа
-4-9,0-3,9-0,028=11,5 м2.
Секундный объем газов
v, Уяав(Г₽4-273) _125-ю» (209 4-383 + 273) _llf)
< сек =----3 600-273-----------3 600-273 11U М !сек-
Средняя скорость газов
а>1==4г!-=тЙ’=9'55 м1сек’
что близко к принятому ранее значению.
Расчет пароперегревателя. Температура перегретого пара /п.п= 4
=360° С, тогда по таблице энтальпия перегретого пара *п.п=
=755,5 ккал1кг.
Количество тепла, воспринимаемого пароперегревателем:
Qn n=£(^^=™g^^=19,15 ккал1м>.
Энтальпия газов за перегревателем
/"n.u =/'п.п - 184,2 - 164,7 ккал/м’.
По таблице It температура газов за перегревателем Г'П.П=487°С.
Температурный напор
. . Д — Д#м (540 — 209) —(487 — 360)____ 9 < гО Г
Д/-------Д^“— " 331
2,318 Д/м 2,318 127
388
±—-=285° С.
Средняя температура пара
л. _______________________ t-a.-a + t-в.
•’CQ.'B.- 2
Расчетная температура потока
^=Un+^=285 4-215=500° с.
Секундный объем газов
_ Учас (/р+273) 1,0.125.10».773 qr -
Усек 3 600-273 — 3 600-273 ЛГ[СеК.
Принимаем скорость газов оуг=8,5 м/сек:, расположение труб —
шахматное; шаги: si=110 мм, s2=50 мм-, диаметр труб 0 28x3 мм
(такие же, как в первой испарительной поверхности нагрева).
Коэффициент теплоотдачи конвекцией
ак = С2С6С\ан = 1 • 1,24-1,01 • 68,5 = 85,8 ккал/м* • ч• град.
Эффективная толщина излучающего слоя
s = s' 1"+^. = 0,185?-75+-°:-0'- = 0,236 и.
Суммарная поглощающая способность трехатомных газов
pns = rns = 0,207-0,236 = 0,049 м>ат.
Суммарная сила поглощения газов
kps = kTrns = 3,1- 0,049= 0,154,
где kT взято по номограмме IX [Л. 5].
Коэффициент теплоотдачи излучением по номограмме XI [Л. 5]
ал = аваСг=66• 0,15• 0,94 = 9,3 ккал/м*• ч • град,
где /Ст=375°С — предварительно принятая температура стенки.
Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке
— ®aK ад = 1 • 85,8 4~ 9,3 = 95,1 ккал/м* • ч • град.
Скорость пара принимаем а’пар=20 м/сек.
Коэффициент теплоотдачи от стенки к пару по номограмме V [Л. 5]
а2 = СвРъ = 1,06 • 540 = 570 ккал/м* • ч • град.
Коэффициент теплопередачи
k =----—gl— ~c-=----т———j-r------= 58,2 ккал/м9 • ч • град.
i+(e+T“;“i I + (0,005 + Буд J95,1
Расчетная поверхность нагрева
тт Qn.i+чае 19,15.125.10е , US
-kKT-^- 58,2.21'5--------=я19° * •
Найденную поверхность размещаем в виде четырех блоков, каждый
из которых состоит из 34 змеевиков (рис. 8-5).
Живое сечение для прохода газов
f*=F — zld = 15,4 — 4-9-3,9-0,028= 11,5 м*.
Средняя скорость газов
wn = ^-=^^ = 8,56 м/сек.
|П 11,5 '
Сечение для прохода пара
f=132-^H^^e0,0502 м\
'п 4
389
Средний удельный объем пара
=0, 1660 +:оло_67=Одз78 мчкг
°n— 2
Скорость пара
- - Dv* - 27600-0'1378 -Qi м/сек
п 3 600/JJ 3 600-0,0502 М/сек.
Расчет
производим
табл. 8-3.
второй и третьей испарительных поверхностей нагрева
аналогично предыдущему и сводим в нижеследующую
Рис. 8-5. Схема размещения змееьиков
пароперегревателя.
Расчет экономайзера. Тепло, воспринятое водой в экономайзере:
Q = <р (/' — /у г + /в)=0,98 (103,9 — 77,5 + 0,2)=26,1 ккал/м?.
Тепло, переданное в экономайзере 1 кг воды:
® (1+0,01/7) £>= 26,1' 1,08-27,6 = 109 ккал/кг.
Энтальпия воды за экономайзером
г"8 = /э Д/ = 100,5 109 = 209,5 ккал/кг.
Температура воды за экономайзером (по таблице) £"=206° С.
Расчетный температурный напор
AZ6 — AZM _ (225 — 100) — (3051—1206) _ t nQO n
Мл юк lUu
2’3|8-ДЙ-
Д/ = Л*6 ~ Д*’
125
2,31g 99
Средняя температура воды
, tu 4- 206 4-
2 2
153° С.
Расчетная температура потока
/р э = 14- Ы = 153 4-103 = 256° С.
Секундный объем газов
у __ огРчас(4>.э + 273) __ 1,04-125-10s (256 4-273) п ,,
сек 3600-273 ЗА0П.973 —ш м/сек.
3 600-273
Скорость газов принимаем ш=6,4 м/сек.
Расположение труб — шахматное, шаги Si=85, s2=50, трубы
0 28X3.
По номограмме III (JI. 5] коэффициент теплоотдачи конвекцией
ак = CzCsCtaB — 1,0-1,2• 1,0-58 = 69,6 ккал/м2 ч• град.
Эффективная толщина излучающего слоя
s=(l,87-^±^------4Д )d= (1,87- 85 + 56-- 4,1)0,028 = 0,137м.
Суммарная сила поглощения газов
kps = krrns — 4,6-0,197-0,137 = 0,125 м-ат.
390
Таблица 83
Расчет второй и третьей испарительных поверхностей нагрева
Наименование Обозначение и формула Размерность Вторая испарительная поверхность Третья испарительная поверхность
Температура газов за поверхностью на- грева t" (принята) °C 400 305
Энтальпия газов за поверхностью на- грева I" (по табл. It) ккал/м1 134,2 103,9
Тепло присосанного воздуха /в = Д^прпе И)в ккал/м3 0,01-9,3=0,1 0,03-9,3 =0,3
Количество тепла, воспринятое поверх- ностью нагрева ккал/м3 0,98 (164,7 4-0,1 — 134,2)=27,4 0,98 (135,54-0,3—103,9) =31,2
Температурный напор 4 £ °C (487-209)-(400-209) QQn (400 — 209) — (305 — 209)
Л - Д(в 2’31гй 278 2,31g 131 196 —140 2>31g-g6"
Расчетная температура потока tp — tg -f” °C 209 4- 230 = 439 209 4- 140 =349
Секундный объем газов с учетом присоса otV4ac (tp Ц- 273) м3/сек 1,005-125-103(4394-273) п] о 1,015-125-103(349 4-273) 3 600-273 ~80
(VceK= 3 600-273 3 600-273 -91,-
Средняя скорость газов w (принята) м/сек 9 7,9
Расположение труб Принято — Шахматное Шахматное
Диаметр труб Принят мм 28X3 28X3
Шаги:
продольный Si мм 85 / 85
поперечный S2 мм 50 50
со
со
№
Наименование
Обозначение и формула]
Коэффициент теплоотдачи конвекцией ах (по номограмме III [Л. 5])
Эффективная толщина излучающего слоя s = 1,87
Суммарная поглощающая способность pns=rns
трехатомных газов
Суммарная сила поглощения газов k'pS — jjS
(по номограмме IX [Л. 5])
Температура загрязненной стенки , / i rs — ‘и “Г 8 p
Коэффициент теплоотдачи излучением ал (по номограмме XI [Л. 5])
Коэффициент теплоотдачи от газов к ax = Шак -|- ад
стенке
Коэффициент теплопередачи k a-l
Площадь поверхности нагрева „ QVnas И ~ Ш
4 Сечение газохода F
Количество блоков n
Количество змеевиков в блоке z'
Живое сечение для прохода газа f = F — Iz'd
Скорость газов vc« w — —~
Продолжение табл. 8-3
Размерность Вторая испарительния поверхность Третья испарительная поверхность
ккал/м2-ч- град 1,0.1,2.1,0.71 =85,5 1,0.1,2-1,0.66=79,3
м / 85 4- 50 X (1,87—4,110,028= / 85 4-50 \ ( 1 >87.” —4,11 0,028=
= 0,137 = 0,137
м-ат 0,205-0,137 = 0,028 0,201.0,137 = 0,0275
— 4,4-0,028=0,123 4,7.0,0275 =0,129
•с плл п 27,4-125-10’ 2094-0,005 220 =290 31,2.125.10’ 209 + 0,005 —'Igo =240
ккал/мНч-град 46-0,115-0,94 = 5 36.0,11-0,94 = 3,8
ккал/м2-Ч'град 1,0-85,5 4-5 =90,5 1,0-79,3 + 3,8=83,1
ккал/м2-ч-град 90,5 83,1
1 4-0,005-90,5 1 +0,005-83,1 —
м* 27,4-125-10» 62,4-230 =238 31,2-125-10’ 58,9-140 ~474
мг 15,4 15,4
шт. 4 8
шт. 21 21
мг 15,4 — 3,9-42-0,028 = 10,25 15,4 —3,9-42-0,028,-= 10,25
м/сек 191,2 10,25 = 8,9 80
10,25 -7’31
Температура загрязненной стенки
f3 = fc,4-e = 153+0,00526,1^'10'= 182°С.
По номограмме XI [Л. 5] определяем коэффициент теплоотдачи излу-
чением:
ал = аааС*= 2,3 • 0,12 • 0,94=2,6 ккал{м? • ч • град.
Коэффициент теплотдачи от газов к стенке
= waK + ал=69,6 + 2,6 = 82,2 ккал)м?• ч • град.
Коэффициент теплопередачи
Га 72 2
'! + +-= 1+0,005.72,2 =52-8 «кал/м^ч-град.
Необходимая поверхность нагрева
г _ QeeV4ac _2б,1-125.10»__п9
зк~ ш 52,8-103 -~DUZ л^-
Данную поверхность размещаем в виде трех секций, каждая из ко-
торых состоит из четырех блоков. В блоке 10 змеевиков.
Живое сечение для прохода газа
Гзк=4 — 4zld = 15,4 — 4-10 - 3,9 - 0,028 = 11,04 м*.
Средняя скорость газов
n7g4 =6,36 м[сек, что близко к принятому значению.
Удельный объем воды при £=100° С
ов=0,00104 м?)кг.
Сечение для прохода воды
- А 3,14.0,0222 Алито я
fзк=4 • 10——-------= 0,0152 мг.
Скорость воды на входе
_(1 +0,0Ip)Dtt, 1,08-27,6.0,00104.10»_ .
3600 — 3 600-0,0152 —0,00 м/сек,
что допустимо.
Аэродинамический расчет котла проводим по методике (Л. 19]. Сум-
марное сопротивление газового тракта котла (расчет опущен)
S/i = (Д/^ + ДЛп.п -J- ДЛП -}- Д/гП14" ДМ Р 4" Дс =
= (12,4+10,64-Н,54-19,9 + 22,9) 1,34-8,6= 121,8 мм вод.ст.
Произведем выбор дымососа. Количество газов перед котлом Учас=
= 125«103 м3/ч, температура уходящих газов /У.Г=225°С.
Расчетное количество газов перед дымососом
Q'=OrV4ac^+^J=l,05.125.10’ 273 + 225=240-10* м/ч,
то же с запасом 2О°/о:
Qpacq = 1,2Q' = 1,2-240.10s =287- 10s м*1ч = Ы^1сек.
Сопротивление газового тракта котла 2/гКот=121,8 мм вод. ст.
Сопротивление системы печи ДЛп=110 мм вод. ст.; сопротивление
газоочистки и боровов Д/1б=100 мм вод. ст.; самотяга дымовой трубы
/гс=39 мм вод. ст. *
Полное сопротивление установки
26—1243 39а
Hycr = £ЛКОт+ — hc= 121,8 + 110 4-100 — 39 = 291 мм вод. ст.,
то же с запасом 45°/о:
Ярасч = 1,45Яуст = 1,45-291 = 420 мм вод. ст.
Переходный коэффициент к плотности газов по заводской характерис-
тике дымососа
< 1,293 /у,г4-273 __ 1,293 225 + 273— 1 П4
Ро ^дыи + 273 — 1,3 * 200 + 273 1ЛН*
Приведенный полный напор
//прив = ^тЯрасч = 1,04-4203= 437 мм вод.ст.
Выбираем дымосос типа Д-21 */2X2, имеющий следующие данные:
число оборотов п=730 об/мин, полный напор^Я®ым = 471 мм вод.ст. (по
характеристике).
Пример 8-3. Установка для сухого тушения кокса.
Задание. Спроектировать установку для сухого тушения кокса с производи-
тельностью камеры тушения Ои=52 т кокса.
Температуру кокса принять «а входе ti=11 050°С и на выходе ^=250°С. Пара-
метры .пара, вырабатываемого котлом-утилизатором- абсолютное давление рп=40 ат
и /п=450°С [Л. 11, 5, 19, 26].
Выбор конструкции установки. В настоящее время готовый раскаленный кокс
из коксовой печи с температурой 1000—>1 100°С выталкивается «а специальные ту-
шильные вагоны и во избежание горения на .воздухе быстро направляется под тушиль-
ную башню, где увлажняется водой. При этом образующийся пар бесполезно теряется
в атмосфере. Часть воды поглощается коксом, и его влажность увеличивается до 6%.
При быстром охлаждении водой кокс растрескивается, образуя мелочь и пыль; при
этом прочность и износостойкость кокса снижаются.
Если учесть, что физическое тепло раскаленного кокса составляет 40—50% от
всего химически связанного тепла, израсходованного на обогрев реторт коксовой печи,
а также то, что количество вырабатываемого кокса соизмеримо с количеством выплав-
ляемого на нем чугуна, то станут ясными преимущества сухого тушения кокса, сущ-
ность которого заключается в том, что слой раскаленного кокса, помещенного в за-
крытый бункер, пронизывается циркулирующими инертными газами, отбирающими теп-
ло от раскаленного кокса и передающими его испарительной поверхности котла-утили-
за гора. Циркуляция осуществляется циркуляционным дымососом.
Установка сухого тушения кокса |(рис. 8-6) состоит из тушильного бункера с за-
грузочными и разгрузочными устройствами, змеевикового котла-утилизатора с много-
кратной принудительной циркуляцией и дымососа. Для улавливания коксовой пыли,
выносимой инертными газами из тушильного бункера, в газовый тракт включены инер-
ционный пылеотделитель и два центробежных циклона. Циклоны включены в газовый
тракт параллельно перед дымососом, а пылеотделитель — перед котлом. Раскаленный
кокс в специальных вагонах со съемным кузовом подается к тушильному бункеру.
Специальным подъемником кузов ©агона, имеющий донную разгрузку, подается на
бункер и разгружается. Загружаемый кокс под действием собственного веса опускает-
ся в тушильном бункере. Инертный газ получается из воздуха, который, проходя через
слой раскаленного кокса, теряет свой кислород. Инертный газ с температурой >180° С
подается дымососом в нижнюю часть бункера. Пройдя через слой кокса, инертный газ
нагревается до /'«=800° С и поступает в котел-утилизатор. Кокс, охлажденный до
=200—250° С, выгружается на транспортер.
Расчет количества циркулирующих инертных газов. Количество инертных газов
определяем из теплового баланса тушильного (бункера, для чего найдем все сосгав-
ляющие как приходной, так и расходной его части. К приходной части теплового ба-
ланса относятся следующие статьи.
Тепло, вносимое коксом,
QK = (c'Kt 'к — с''к) = 52 000 (0,355 • 1 050 — 0,235 - 250) = 16,8 -10» ккал/ч.
Здесь с'к и с"к —'средние теплоемкости кокса до и после бункера.
Тепло, выделяемое при угаре кокса,
Qy = -j~GKQP =52 000.7 300.0,001 =0,38-106 ккал/ч,
где у = 0,1 о/, — уГар кокса.
Всего в приходной части баланса
<ЭпРих = <2к+<2у= 16,8-Ю«+ 0,38-106 = 17,2-106 ккал/ч.
394
К расходной части теплового баланса относятся следующие статьи.
Тепло, уносимое '1 м3 инертного газа (разность энтальпий при it и /г):
дия == ctli — csts = (0,352-800 — 0,326-180) — 223,4 ккал/м3.
Здесь Ci и Сг — средние объемные теплоемкости инертных газов, имеющих состав,
указанный ниже.
Тепло, уносимое присосанным воздухом:
Qnp = GK-0,001Vnp(ciG —сг1г).
Примем, что присосанный воздух, окисляя кокс и нагревшись до 800° С, удаляется
из контура и теряется в окружающей среде.
Объем воздуха Упр и вызывает угар кокса. Для сжигания 1 кг кокса по реак-
ции С+Ог=С02 необходим воздух в количестве
22 4
Уир = 0,9 :4- 4,76 = 8 м,3/кг,
1
19000
Рис. 8-6 Установка для сухого тушения кокса.
1 — вагон для кокса, 2 — тушильный цилиндрический бункер; 3 — подъемное устройство; 4 — загру-
зочный люк, 5 — циклоны; 6 — пылеотделитель; 7 — котел-утилизатор КСТ-80, 8 — дымосос. 9 — раз-
грузочный люк
26* 395
где 0,9 — коэффициент, учитывающий 10%-ное содержание золы в жокее; 4,76—объем
воздуха, приходящийся на 1 м3 кислорода; 12—масса одного моля углерода, кг; 22,4—
объем одного моля воздуха, м.
Тогда
Qnp = 52 000*0;001 *8 (0,342*800 — 0,310*20) =94 000 ккал/ч.
Количество тепла, теряемое во внешнюю среду, определим по формуле
ФожР = аР (*ст — М = 20*227 (70 — 20) = 227 000 ккал/ч.
Коэффициент теплоотдачи от стен и других ограждений, рассчитанный по обыч-
ной методике, а=20 ккал/м2, • ч • град ((расчет для краткости опускаем).
Поверхность камеры F=227 м2. Температура наружной поверхности кожуха бун-
кера /ст=70°С.
Объем циркулирующих инертных газов определим из уравнения теплового ба-
ланса к
Qnpux = Qpacx = <7ияК 4“ Qnp 4" QokP = 223,4V -(*• 94,000 4“ 227 000,
откуда
17,2*108—321000
V =-------223 4------= 000 м3/ч.
Паропроизводительность котла-утилизатора при заданных параметрах пара. Опре-
деляем энтальпию инертного газа, средний объемный состав которого обычно колеб-
лется в пределах: N2=I8O—81%; CO2=i17,8—18,2%; СО=ОД—0,5%; О2=0,5%.
Для расчетов принимаем следующий объемный состав газа: М2=82%, СО2—18%.
Определим энтальпию газа по формуле
7 ~ ^Na (C0)n, + ^СОа (^)соа*
При Л ==800° С
71=0,82(0,3265 • 800) +0,18(0,509 • 800) =287,4 ккал/м3;
при /2=200° С
Z2=66,3 ккал/м3.
Составляем тепловой баланс котла-утилизатора на '1 м3 инертного га'за.
Располагаемое тепло q?=087,4 ккал/м3.
Потери в окружающую среду принимаем 1% располагаемого тепла, т. е. <7окрв
=2,874«2,9 ккал/м3.
Потеря с уходящими газами при 7у.г=200°С
qr.t = 7г = 66,3 ккал/м3.
Полезно использованное тепло
<7п = 287,4 — 66,3 — 2,9 = 218,2 ккал/м3.
Паропроизводительность котла-утилизатора без учета’продувки
в = ...,
tn — tn.в
?где Qn= Vr<7n=76 000 218,2=16 600 000 ккал/ч — тепло, воспринятое поверхностями
.нагрева котла; in=795,9 ккал/кг — энтальпия перегретого пара при /ц=450°С и Рп=
=40 ат; 1п.в = 104,8 ккал/кг — энтальпия питательной воды.
16 600000
D = 795 g__104 8 =24 000 кг^4 ~ 24 т^'
С учетом продувки принимаем паропроизводительность котла 23,6 т/ч.'
Расход тепла на продувку составляет:
Спрод=400 • 691,1=276 000 ккал/ч.
Количество продувочной воды
276 000
^прод = 261,8 1 050 кг/ч,
.где 261,8 ккал/кг — энтальпия воды при температуре насыщения и давлении в барабане
42 ат.
1 050
Величина продувки в процентах к паропроизводительности котла g = ~"2з'б00~Х
X 100 = 4,5%, что находится в пределах рекомендуемых величин (4 — 6%).
Принимаем для установки котел-утилизатор КСТ-80, рассчитанный на использо-
вание 80 000 м3/ч газа. Паропроизводительность котла 25 т/ч, параметры вырабатывае-
мого пара рп=40 ат и 7п=450°С.
.396
Опредс гение времени тушения кокса и производительности тушильной установки.
•Охлаждение кокса и камере осуществляется в условиях противотока охлаждаемой
шихты и нагреваемых газов. Практически период охлаждения составляет 2—4 ч в за-
висимости от температуры выгружаемого кокса (200—250° С), количества продуваемого
агента и степени равномерности продувания.
Время тушения определяется по формуле
. — c^ij) Yg
Здесь с, и сг—средние теплоемкости кокса соответственно при tt = 1 050* С и 4 =
= 200° С; уя —500 кг/At1—объемный вес кокса; ао1 — объемный коэффициент тепло-
передачи, ккал/м3 • ч • град; Д/Ср— средняя логарифмическая разность температур
между коксом и газами; 1,1 —поправочный коэффициент.
., и* - и - (*« - о - с1050 - 80) - <200 -18°) ~
— 1 050 — 800 “У0 ь-
2’31g^f8 —2’31ё 200—180
•Объемный коэффициент теплопередачи рассчитывается по формуле
1
avz—~----------> ккал1м*-ч-град,
^“ + ЯвИ
•где /?вн — внутреннее термическое сопротивление, /?вн = г8/9Х; г =5= 0,05 м — радиус
куска; Х = 0,4 ккал/м-ч-град— коэффициент теплопроводности материала.
По Б. И. Китаеву
да0,9 ГО,3
а9 = 160-----. ккал/м*'Ч’град.
Здесь w0 — приведенная скорость газов в свободной шахте (при 0* С и 760 мм pm.
cm.), м/сек;
у, 7б;ооо
Wo= F«.3 600 ~ 3,14-6,52 = 0,64 м/сек;
я -----5----.3 600
Т — средняя температура поверхности кусков, Т = 873* К.
Подставляя, имеем:
0,64о.». 873».’
а9 = 160-----Q ---------=4 450 ккал/м3'Ч> град;
0,05»
97б~~ 6»96• Ю"* м'*Ч'град/ккал;
ао1 =—j-----------------= 1 086 ккал/м9>ч-град.
4 450 4- 0 > 000696
Теоретическое время тушения
(0,35-1 050 — 0,2.200).500
х_ 1,1-95.1086
= 1,46 ч.
Действительное время тушения камеры принятой конструкции примем с поправкой
тк^= 1,6т = 1,6-1,46 = 2,3 ч.
Для заданной производительности одной камеры тушения 52 m/ч необходимый
«объем ее без учета форкамеры составит:
52-2,3
Vn = -o3-=24° м».
Если учесть цикличный разрыв в 1,5 ч, то общий объем форкамер будет:
' 2.77.22,5-0,78 _
(17,2—1,5)-0,5 — 345 Л’-
Здесь 2 — количество батарей коксового цеха; 77 — количество камер в батарее;
22,5 т—разовая загрузка камеры; 0,78—выход валового кокса; 17,2 ч — период коксо-
вания.
При четырех форкамерах объем одной форкамеры будет 345/4=86 ж8, что соот-
1ветствует 43 т кокса.
397
Высота слоя кокса >в тушильной камере составляет:
Уи _ 240
3,14-6,58“7,25 м'
4
Аэродинамический расчет газового тракта выполняем по методике, изложенной
в [Л. 19], и сводим 'в нижеследующую табл. 8-4.
Таблица 8-4
Аэродинамический расчет газового тракта
Наименование величин Обозна- чени Расчетная формула или способ опреде- ления Размерность Расчет
Сечение пустой камеры тушения Fn По чертежу М* 33,3
Скорость газов при нор- мальных условиях, от- w0 V м/сек 76000
3 600F, 3 600-33,3 — ’
несенная к сечению пу- стой шахты
Средняя температура газов ^ср *i*+ 2 °C 800 4-180 Т -490
Толщина слоя кокса 6 м 7,5
Коэффициент сопротивле- g По опытным дан- — 286
ния слоя кокса ным Череповецкого
завода
Сопротивление участка ^рРо Т 2g 273 мм вод. ст. 0,6352.1,293-763 286 2-9,8-273
= 170
Сопротивление на выходе дл2 (^ВХ~Ьёвых)^ДИН_ЬА^ мм вод. ст 27 (расчет опущен)
из бункера и при про- ходе через кольцевой
канал
Сопротивление:
от пылеотделителя до котла ДЛ3 Расчет опущен мм вод. ст. 24,9
от котла ДЛ4 То же мм вод. ст. 80
от котла до дымососа да5 То же мм вод. ст. 121,1
от дымососа до бункера ДА6 То же мм вод. ст 41,9
Общее сопротивление
тракта 464,9 мм вод. ст.
Выбираем в качестве дымососа мельничный вентилятор (для запыленного пото
ка), имеющий производительность с запасом в 20%:
273 4-180 лл ,,
V = 1,2-76 000-----— = 150 000 м*/ч.
L,! О
Давление с поправкой на условия, на которые заводом-изготовителем дается
характеристика дымососа:
Т
* Н — ---Нр 1,06-464,9 — 500 мм вод. ст.
* зав
Пример 8-4. Система испарительного охлаждения глиссажных труб нагреватель-
ной печи к крупнолистовому стану прокатного цеха.
Задание. Разработать проект испарительного охлаждения © пятизонной мето-
дической нагревательной печи, описанной в примере 7-6, с выдачей пара энергетиче-
ских параметров для использования его в турбоагрегатах ТЭЦ (давление 15 ат и тем-
пература 350°С). Учитывая удаленность ТЭЦ от места выработки пара на 480 м.
следует принять в барабане-сепараторе давление 17 ат, а температуру пара за пере-
гревателем 360° С (Л. 5, 24, 25].
Выбор способа реконструкции. В нагревательных методических печах нагреваемые
слитки движутся по глиссажным трубам, по которым циркулирует вода. Охлаждение
398
подовых труб должно быть ^надежным и бесперебойным, чтобы обеспечить их проч-
ность при высокой температуре газов в условиях длительной эксплуатации С целью
сокращения расхода охлаждающей воды и использования тепла, передаваемого воде,
устраиваем испарительное охлаждение глиссажных труб с энергетическим использова-
нием пара. Каждая труба представляет собой поверхность нагрева элементарного
котла-утилизатора с многократной естественной циркуляцией. Для осуществления
перегрева пара предусматриваем установку одного пароперегревателя на каждую печь
с использованием тепла отходящих газов По ходу газов пароперегреватель включа-
ется параллельно рекуператору.
В контуры испарительного охлаждения включаются четыре продольные глиссаж-
ных трубы 0 108X6 мм, расположенные симметрично относительно оси печи и лежа-
щие на поперечных трубах 0 127X22 мм, которые также включаются в контур цир-
куляции Поперечные трубы в сварочной зоне сдвоены по вертикали, в нескольких
местах между двумя трубами уложены стальные прокладки толщиной 20 мм, прива-
ренные к обеим трубам.
Расположение труб приведено на схеме (рис. 8-7).
Вся система испарительного охлаждения состоит из 14 контуров, причем принят
коллекторный вариант опускных и подъемных труб. Барабан-сепаратор удобно рас-
полагается на перекрытии цеха на высоте 20 м. Такая установка позволяет принять
естественную циркуляцию, устойчивость которой повышется с повышением давления.
Расчет глиссажных труб на механическую прочность выполняем по методике,
изложенной в [Л. 24].
Максимальная интенсивность нагрузки от слитков, приходящаяся на одну трубу,
определяется по формуле из [Л. 24, стр. 106].
а1ъ 0,25-1,650.7 000
------------2---------- 1 440 кгс/м = 14,4 кгс/м,
где а и /1—размеры слитка, м; у=7 000 кгс!м3— удельный вес слитка; щ — число
продольных труб, служащих опорой для нагреваемых слитков.
При вычислении нагрузки на продольные трубы вносится поправка, учитывающая
неравномерное распределение нагрузки на трубы из-за возможного смещения загото-
вок в сторону по ширине печи. При двухрядной укладке поправочный коэффициент
равен Л=1,2, следовательно, q=kqi = 1,4 • 14,4=20,2 кгс!см=2 020 кгс/см.
Напряжение в продольных трубах определяется в самом широком пролете
между поперечными трубами L=I510 мм.
Сила растяжения, возникающая в результате трения металла о трубы во время
его переталкивания вдоль печи, определяется по формуле из [Л 24, стр. 108]
N=pl$q,
где р.=0,5— коэффициент трения металла о трубы; /р=20,07 м—рабочая длина
глиссажной трубы; </=2 020 кгс!м — максимальная нагрузка на трубу.
Тогда
7V=O,5 • 2 - 0,07 • 2 020= 20 400 кгс
Максимальный изгибающий момент составит по [Л 24, стр. 108]:
fa/jC2 «22,2.1512
Ммаке = 1,05 ~ 1 >05 ----12---~40300 кгс• см,
где 1,05 — коэффициент, учитывающий эксцентричность приложения сил растяжения
(/V) от трения металла о трубы.
Задаемся следующими размерами труб, наружный диаметр £)н=114 мм\ толщи-
на стенки s=18 мм (материал — сталь 20); площадь поперечного сечения трубы F=
=51 см1.
Момент сопротивления поперечного сечения трубы 1Г=104 см3. Статическое дав-
ление в трубах определяется по рабочему давлению в барабане-сепараторе с поправ-
кой на высоту отметки барабана:
(Н — h) у , (20 — 0,8)855
Рр == Рб ю4 iQ4 19 кгс/см2 (ат).
Приведенное напряжение, вызываемое действием внутреннего давления, опреде-
ляется по формуле из [Л. 24, стр 113]:
°пр— ~2/3 (~8~~ 1)=ХЗ’ (“kF- 1^==44,2 кгс/см2.
Суммарное напряжение в стенках трубы
А4ма,е , N , 40 300 , 20 400
я сум— т р т° пр— 104 51 “г44,2 — 833 кгс/см .
При испарительном охлаждении Стальпроект допускает напряжение в подовых
трубах до 1 000 кгс! см2.
399
400
i
Рис. 8-7. Система испарительного охлаждения глиссажных труб методической печи.
/ — подвод сжатого воздуха; 2 — измерительные диафрагмы.
Принимаем максимально возможную тепловую нагрузку подовой трубы дМакс =
=200 000 ккал/м2и для нее определяем максимальную температуру стенки трубы
ли формуле
/5 1 1
tci — *н + «УмажсРн- ( р_|_ 1 + а2 )
= 209 + 200 000.1,46-1 +Т>4^+f + 151)00 ) = 284° С.
DB 114
ггде /н— температура насыщения при р$= 19 ат и 7п = 209°С, р = —=^g-—1,46—
отношение диаметров труб; р= 1 — коэффициент растении тепла; %=38 ккал/м • ч • град—
коэффициент теплопроводности металла при температуре стенки (принята для 7Ст =
=275° С); 02=15000 ккал/м2 • ч-град— коэффициент теплоотдачи от стенки к воде
при «умакс и рр по номограмме XXVI [Л. 24]. Допустимая температура стенки при
испарительном охлаждении по [Л. 24, стр. 102] составляет 300° С.
Расчет на прочность поперечных подовых труб производится по наиболее нагру-
женным трубам (расчет опускаем).
Расчет тепловых нагрузок по циркуляционным контурам. Система испарительного
охлаждения включает в себя 14 контуров, номера которых обозначены на схеме.
Расчет тепловой нагрузки производят, исходя из температуры газов ТП, ° К,
в печном пространстве и 'величины обогреваемой поверхности трубы Н, т. е. длины
обогреваемой трубы / и ее диаметра Z>H.
Количество тепла, переданное лучеиспусканием от печного пространства 1 м2 по-
верхности нагрева трубы, определяем шо формуле
ккал/м2-ч- град*.
Пренебрегая вторым членом, можно написать:
Ч
•по данным Гипромеза и Стальпроекта Q=qH, ккал/ч, где
q = \,T2
7k
100
*ккал/м2‘Ч, для поперечных труб и g =
ккал/м2-ч, для
продольных труб;
HI=izDbI, м2 — площадь поверхности обогреваемой трубы.
Контуры I, П, III и IV имеют одинаковые тепловые нагрузки
= 114 мм\ 6=18 мм.
Длина обогреваемой части глиссажной трубы /=20 070 мм, в том числе:
в I сварочной зоне /j =6 380 мм (t = 1 350° С);
во II сварочной зоне 1И = 7 540 мм (t = 1 150° С);
/ 1 150 + 850 , \
в методической зоне /м = 6150 мм (4р =--------%---------1000° С г
Следовательно, в каждом контуре тепловая нагрузка составит:
и размеры £>н=
7 1 350 + 273 X* / 1 150 + 273 \* п ,
QT_W = 1,61-------] .3,14.0,114-6,380 + 1,6 I--------------------I -3,4.0,114Х
/ 1 000 + 273 X* „
X7,540+ 1,61----------------] •3,14.0,114.6,150 =
= 246 100 + 172 500 + 92 700 = 511 300 ккал/ч.
кявлогнчно рассчитываем и остальные ’контуры Результаты всех расчетов сводим
« табл. 8-5.
Выход пара из контура определяем по формуле
> кг/ч,
где Q — тепловая нагрузка контура, ккал/ч\ 1=667,8 ккал/кг — энтальпия насыщенно-
го пара при Дб=18 ат\ in в =100,5 ккал/кг — энтальпия питательной воды при t= 100° С.
Выход пара из барабана-сепаратора
р _____________Фрбщ (1 —<7прт)_________
0я. П *п.в) + gnp Vk.B in.)
535,500(1—0,02) ,
(667,8—100,5) +0,1 (210,2—100,5) 9275 кг'4'
401
Таблица 8-5
Расчет тепловых нагрузок по циркуляционным контурам
№ кон- тура Характеристика обогреваемых элементов контура Обогревае- мая поверх- ность Н, Mi Тепловая нагрузка контура Q, ккал/ч Средний теп- ловой поток 4 н ккал/м^‘4 Выход пара D, кг/ч
I Продольная труба 0114/18; 1 — 20 070 мм 7,2 511300 71000 903
II То же 7,2 511300 71000 903
III • 7,2 511 300 71000 903
IV а « 7,2 511 300 71 000 903
V 2 поперечные трубы 0127/22; 1 = 3 925 мм 3,04 264000 86800 466
VI То же 3,04 264000 86800 466
VII а « 3,04 376000 123 500 664
VIII w » 3,04 376000 123 500 664
IX а « 3,04 376 000 123 500 664
X a • 3,04 376 000 123 500 664
XI 3 поперечные трубы 0133/22; 1 = 3 925 мм 4,92 399 000 81 200 703
XII 3 поперечные трубы (2 шт. 0146/25; / = 5780 мм и 1 шт. 0133/22; 1 — 3 925 мм) 6,94 485 000 70 000 857
XIII 3 поперечные трубы 0133/22; 1 — 3 925 мм 4,92 215 000 43 800 380
XIV 3 поперечные трубы (2 шт. 0133/22; 1 = 3 925 мм и 1 шт. 0133/22; /=5 725 мм) 4,92 178000 38 400 314
Итого 68,74 5 355 000 9450
Расход питательной воды
Gn.B = 1, ID = 1,1 -9 275 = 10 200 кг/ч.
Высоко установленный барабан позволяет применить коллекторную схему.
Расчет циркуляции производим по упрощенному методу, изложенному в (Л. 25].
Гидравлическую характеристику опускных' и подъемных труб определяем
по формуле
А, = "Ь
где X — коэффициент трения; I — длина трубы, ж; d — внутренний диаметр трубы, ж;
2g — сумма коэффициентов местных сопротивлений.
Согласно схеме производим расчет гидравлических характеристик опускных и
подъемных труб для каждого контура. Принимаются к установке трубы следующих
размеров: опускные 0 89/81 мм, подъемные 0 108/100 мм.
Рассчитаем гидравлические характеристики опускных труб контуров I, II, III, IV.
Диаметр трубы 89/Ъ1 мм, длина трубы /=21 000 мм.
Местные сопротивления:
6 поворотов на 90*.........
3 поворота на 45* .........
Выход из коллектора ...........
Выход в трубу..................
Вентиль .......................
g = 0,8X6=4,8
* =0,4X3=1,2
- =1,0X1=1,0
£ =0,5X1=0,5
; =5X1=5,0
Ео = 12,5
402
Из таблицы для трубы 89/81 X =0,207, откуда
fl \ 21
*r.oI-IV = ^T + 1) = 0’207 0Тб8Г+ 12,5+ 1 = 67,3.
Суммарную гидравлическую характеристику определяем сложением гидравличе-
ских характеристик последовательно соединенных участков каждого контура. Резуль-
таты расчетов сводим в табл. 8-6.
Таблица 8-6
Расчет гидравлических характеристик циркуляционных контуров
№ контура Суммарная гидравлическая характеристика подъемных труб Аг п Суммарная гидравлическая харак- теристика опускных труб kT о
I, П, Ш IV 9,8+24,1+32,8=66,7 67,3+18,9=86,2
V 9,3+23,0+32,8=65,1 49,1+18,9=68,0
VI 9,8+23,0+32,8=65,0 46,3+18,9=65,2
VII 9,3+23,0+32,8=65,1 43,2+18,9=52,1
VIII 9,2+23,0+32,8=65,0 40,1+18,9=59,0
IX 9,3+23,0+32,8=65,1 37,0+18,9=55,9
X 9,2+23,0+32,8=65,0 34,2+18,9=53,1
я 14,3+8,1+13,5+32,8=68,7 22,7+18,9=41,6
XII 14,3+10,2+13,5+32,8=70,8 21,4+18,9=40,3
XIII 9,6+7,9+13,5+32,8=63,8 34,1+18,9=53,0
XIV 9,6+7,7+13,5+32,8=63,6 47,5+18,9=66,4
Расчет циркуляции. Абсолютное давление в охлаждаемом элементе определяем
по формуле
Ад = Рб + ЯТо-10-4 ат,
где ре — давление в барабане-сепараторе, ат; Н — высота контура циркуляции, л;
уо — удельный вес воды при температуре насыщения, кгс/м3
Средний удельный вес пара
где уб и уД —удельные веса пара при давлении р$ и р*.
Скорость пара в подъемной трубе определяем по формуле
D
w™-~ fnYn-3 600 ’ м/сек'
где fn = — площадь проходного сечения подъемной трубы, л2; D — выход пара
из контура, кг/ч.
Удельный вес пароводяной смеси определяем по формуле из ]Л. 25]г
~V'+ 2g ^.п/+|/ 2g kt'nJ + 4 2g dofH
1см---------------------------Z----------------------------------•
Wn.n 1 fdn\*.
--------’( —j— I о
g Yo \ “o /
Объемное паросоде ржание смеси определяем по формуле
Yo —1см
Yo— Yn ’
где Yo — удельный вес воды при температуре насыщения, кгс/м*.
Кратность циркуляции определяется по формуле
, Ycm
k~ TYn ’
"тогда циркуляционный расход воды
G — kD, кг[ч,
и скорость воды в подовой трубе
w = 3 600.0,785^HYo ’ М,СеК'
где й?вв — внутренний диаметр подовой трубы, м.
403
Рис. 8-8. Эскиз пароперегревателя и планировки газ >ходов.
а — план газоходов; б — схематический разрез по пароперегревателю; I — пароперегрева-
тель, 2— рекуператор (см рис 7 7), 3 — дымосос, 4 — дымовая труба; 5 — ось печи,
6 — ось рекуператора; 7 — ось пароперегревателя.
Устойчивость циркуляции определяем по уравнению
Q^cA/G,
где Q — предельное значение тепловой нагрузки, при которой неустойчивый режим
циркуляции переходит в устойчивый; с — удельная теплоемкость воды при /н; Д/—
температура недогрева в охлаждаемом элементе; G — циркуляционный расход воды
в контуре.
По указанной методике рассчитаем циркуляцию в контурах I, II, III и IV.
Количество пара, выходящего из каждого контура,
Dj_iV = 903 кг/ч.
Абсолютное давление в охлаждаемой детали
рл == р6 + /Ууо = 18 4- (20,5 — 0,839)-860-10-* = 18 + 19,661-860.10-« = 19,69 ат.
Удельный вес пара при р6—\3 am 7® =8,88 кгс/м*, при рд = 19,96 ат
Тц=9,82 кгс/м*. Тогда
( 8,88 4-9,82
Yn ==-----§-----=9,35 кгс/м*.
Скорость пара в подъемной трубе
D _ 903
Wn’n” 0,785^.3 б00уп “0,785-0,Р.3 600-9,35 3-42 W«.
Удельный вес пароводяной смеси
(3 422 \ /"7 3 422 V
19’661+2^8Т,66’7)+1/ (19>661+2^8Т’66’7) +
Том = JM22 86,2 / 100 V *
9,81 ’ 860 81 )
3,422 /100V
+ 4‘2.9,8Г86,2 ( 81 ) *19,661
------------------------------= 196кгс/м*.
Объемное паросодержание смеси
То—Тем ___
¥ = '3---v----
То--Тп
860 — 196 ____
860 — 9,35 “°’78
404
Кратность циркуляции
ь 7см 196 _
k~ 0,78-9,35 27 «г/кг.
Расход циркуляционной воды
G = kD = 67-903 = 24 300 кг/ч.
Скорость воды в подовой трубе
24300
w — 3600-0,785-0,0782-860= 1’°4 м!сек-
Результаты расчета циркуляции во всех контурах приведены в табл. 8-7.
Таблица 8-7'
Расчет циркуляции в контурах систем испарительного охлаждения
№ контура -Давление в охлаждаемом .элементе рд, ат Кратность циркуляции в контуре k, кг/кг 1 Минимальная кратность’ циркуляции k Ин, к г/кг Циркуляционный расход G, ке/ч Скорость в охлаждаемом 'элементе w, "м/сек . Допустимая скорость в элементе а»доп, м/сек Расчетная тепловая на- грузка элемента Q, ккал/ч Температура насыщения при давлении рб t б н, ’С Температура насыщения при давлении рб <6<я, °C Недогрев воды до кипе- ния в элементе А/, °C Предельное значение теп- ловой нагрузки, при ко- торой неустойчивая цир- куляция переходит в устойчивую, ккал/ч
I 19,69 27 5 24 300 1,64 511 300 206,14 209,61 3,47 84 500
II 19,69 27 5 24 300 1,64 511 300 206,14 209,61 3,47 84 500
III 19,69 27 5 24 300 1,64 • 0,8 511 300 206,14 209,61 3,47 84 500
IV 19,69 27 5 24 300 1,64 511 300 206,14 209,61 3,47 84 500
V 19,7 78 5 36 300 2,16 264 000 206,14 209,61 3,47 125 900
VI 19,71 79 5 36 800 2,19 264 000 206,14 209,61 3,47 126 000
VII 19,69 48,5 5 32 200 1,92 376 000 206,14 209,61 3,47 127 100
VIII 19,7 44,4 5 29 500 1,76 376 000 206,14 209,61 3,47 102 400
IX 19,69 49,2 5 32 700 1,95 ' А ,Z 376000 206,14 209,61 3,47 1131500
X 19,7 41,4 5 27 500 1,89 376 000 206,14 209,61 3,47 95 500
XI 19,69 49,3 5 34 600 1,79 399000 206,14 209,61 3,47 120 200
XII 19,68 34 5 29 100 1,3 485000 206,14 209,61 3,47 101 100
XIII 19,67 131 5 49 800 2,58 1 Л О 215 000 206,14 209,61 3,47 173 000
XIV 19,67 160 5 50 300 2,61 > vto 178800 206,14 209,61 3,47 174’800
Во всех контурах обеспечивается необходимая кратность циркуляции, скорости в элементах выше ми-
нимальных, циркуляция устойчива, так как Q > Gcbi.
Конструкция пароперегревателя. Насыщенный пар из системы испарительного
охлаждения глиссажных труб направляется в пароперегреватель змеевикового типа,
расположенный в газоходе печи (рис. 8-8). Часть газов от печи проходит через паро-
перегреватель, другая часть (большая) —через рекуператор. На рисунке видны зме-
евики и коллекторы пароперегревателя, а также планировка газоходов, дымовой тру-
бы и дымососа. Пароперегреватель и рекуператор могут быть отключены, а печь
может работать на естественной тяге.
Тепловой расчет пароперегревателя. Расход пара через пароперегреватель
jD=9275 кг/ч.
Избыточное давление пара, ат:
на входе в пароперегреватель р'п.п=17;
на выходе из пароперегревателя р"п.п=15,4.
Температура пара, °C:
на входе в пароперегреватель fn.n=206;
на выходе из пароперегревателя /"п.п=360.
Дальнейший расчет сводим в табл. 8-8. Формулы для расчета и значения рас-
четных величин берем из [Л. 5].
405>
Таблица 8-8
Расчет пароперегревателя
Наименование величины Обоз- наче- ние Расчетная формула или способ определения Размерность Результат расчета
Диаметр труб d Принят ММ 38/32
Относительный попе- Si/d Принят - 55
речный шаг 38 =1>45
Относительный продоль- sz/d Принят — 100
ный шаг 38 -=^’Со
Ширина газохода в b Принята с последую- мм 1 200
свету щим уточнением
Высота газохода в свету h То же мм 2 700
Средняя температура пара ^cp ^п.п + •с 206+360 =283
2
Удельный объем пара По приложению II ма/кгс 0,1415
при средней температуре pi. bj
Скорость пара в змее- Принята м/сек 20
виках
Среднее жидое сечение /ср Dvu ма 0,0182
для прохода пара 3 600
Чисдадмеевиков n fcpf 22
0,785 4И
Среднее живое сечение для прохода газов F (b — nd) h м2 0,98
Эффективная толщина s (1,87 -^-4,1 U м 0,135
излучающего слоя пучка -
То же с учетом излу- s' //п + Я/Об X м 0,24
чения объемов 4 )
Число рядов z Принимается с после- дующим уточнением — 12
Температура газов на входе в пароперегрева- B'r Задана ФС 800
тель
Количество газов Vt Принимается с после- ма/ч 4 300
дующей проверкой
Средняя теплоемкость ккал/маЖ 0,363
газов при И'г=800® С X град
Энтальпия газов на j' Уг И'г) ккал/ч 1 250 000
входе
Энтальпия перегретого гп.п ккал/кг 756
пара Энтальпия насыщенного пара 1н.п ккал/кг 668
Тепловосприятие паро- перегревателя Qc (tfi.n *н.и) D ‘ккал/ч 816 000
Энтальпия газов за па- I" .. ккал/ч 393 000
роперегревателем 1 “ 0,95
Средняя теплоемкость c" Принята с последую- ккал/м3 X 0,347
газов на выходе щим уточнением У^град
Температура газов на 0,'r 1" •с 262
выходе с'Тг
Средняя температура ®cp 61+9" •С 800+262
газов 2 2
406
Продолжение табл. 8 8
Наименование величины Обоз- наче- ние Расчетная формула или способ определения Размерность Результат расчета
Объемная доля водя- ГН,О Из расчета рекупера- — 0,175
ных паров тора
Объемная доля трех- Г И То же 0,125
атомных газов
Средняя скорость газов WT Vr(»0P+ 273) м!сек, 3,6
в пароперегревателе 3600 - 273F
Коэффициент теплоот- аж По номограмме II ккал/м2-ч% 33
дачи конвекцией от газов к змеевику [Л. 5] X град
Коэффициент загряз- е По номограмме XII — 0,015
нения [Л. 5]
Коэффициент теплоот- «8 По номограмме V ккал/м*-чу( 500
дачи от стенки к пару [Л. 5] У^град
Поверхность нагрева И Задаемся с последую- щим уточнением . ,( , 1 \ 1 "Цв + ~^)~7Г мя 160
Температура загрязнен- ной стенки is •с 390
Суммарная поглоща- тельная способность трех- PuS Гп«' м-ат 0,03
атомных газов
Коэффициент ослабле- По номограмме XI — 4,5
ния лучей трехатомными [Л. 5]
газами
Сила поглощения по- ks krrn 0,562
тока
Коэффициент теплоот- «л По номограмме XI ккал/м2-ч% 28,4
дачи излучением [Л. 5] X граб
Коэффициент теплопе- k “к 4-«л клал/к?-ч X X град 27,4
редачи 1 + fе + "Z-) (“ж + ал)
Температурный напор ДГ &' — •с 440
на входе газов
Температурный напор на Д/" 8" — V •С 56
выходе газов
Температурный напор Д/ •с 186
ДГ )
Поверхность нагрева Н JH2 165
Длина одного змеевика И м 68,3
ЛИТЕРАТУРА КО ВТОРОЙ ЧАСТИ
1. щ у к мн А. А., Газовое и печное хозяйство заводов, изд-во «Энергия», 1966.
2 Об. «Теория и практика сжигания газа», под ред. И. И. Палеева и А. С. Несер-
лина, изднво «Недра», 1968.
3 Чечеткин А. В., Высокотемпературные теплоносители, Госэнергоиздат, 1962.
4. Карабин А. И., Р а м ен с к а я Е. С., Э н н о И. К-, Сжигание жидкого топли-
ва в промышленных установках, изд-во «Металлургия», 1966.
5. Тепловой расчет котельных агрегатов (нормативный метод), Госэнергоиздат,
1959.
6. Михеев В. П., Газовое топливо и его сжигание, изд-во «Недра», 1966.
7. Сыромятников Н. И. и Рубцо® (Г. К, Тепловые процессы в печах с ки-
пящим слоем, изд-во «Металлургия», 1968.
8. Об. «Высокофорсированные огневые процессы», под ред. М. А. Наджарова,
изд-во «Энергия», 1967.
407
9 Об. «Циклонные энерготехнолопические процессы и установки», под ред.
Н. А. Семененко и Л. Н. Сидельковского, МЭИ, 1967.
10. С я е й ш е р В. А., Сжигание газа на тепловых электростанциях и в промыш-
ленности, изд-во «Энергия», 1966.
И1. Иванов Ю. В., О'Сновы расчета и проектирования газовых горелок, изд-вэ
«Энергия», 1966.
12. Михеев В. П., Федоров В. Н., Подовые и щелевые горелки для природ-
ного газа, изд-во «Недра», 1965.
13. Сборник трудов Всесоюзного заочного политехнического института за 1969 и
1970 щг.
114. Лемлех И. М. и Гордин В. А., Высокотемпературный напрев воздуха
в черной металлургии, Металлургиздат, 1963.
15. Баринов Н. А., Водоохлаждаемые вагранки и их металлургические воз-
можности, изд-во «Машиностроение», 1964.
16. Вознесенский А. А., Повышение эффективности установок промышленной
теплотехники, изд-во «Энергия», 1965.
17. Носков Б. А., Деньгин И. <Н., Применение природного газа при вторич-
ной плавке чугуна.
18. Кутателадзе С. С. и Боришанский В. М., Справочник по тепло-
передаче, Госэнергоиздат, 1959.
19. Аэродинамический расчет котельных (установок (нормативный метод), Гос-
энергоиздат, 196'1.
20. Го р б и с 3. /Г., К теории и методике расчета теплообменников типа «газо-
взвесь», Известия вузов, «Энергетика», № 10, 1958.
20а. Элькина Т. И. и др., Исследование теплообменника в противоточной газо-
взвеси с тормозящими полками, Известия вузов, «Энергетика» № 11, 1966.
24. Институт тепло- и массообмена при АН БСС'Р, Тепло- -и маюоообмен в су-
шильных и термических процессах, Минек, 1966.
22. За (брод ск ий С. С., Гидродинамика в псевдоожиженном '(кипящем) .слое,
Госэнергоиздат, 1963.
23. Антуфьев В. М., Эффективность различных форм конвективных поверхно-
стей нагрева, изд-во «Энергия», 1966.
24. Каллан В. Г., Наладка и эксплуатация печей для нагрева металла, Метал-
лургиздат, 1961.
25. Андоньев С. М_, Испарительное охлаждение металлургических печей, Ме-
таллургиздат, 1961.
26. Семененко Н. А., Вторичные энергоресурсы промышленности и энерготех-
нологическое комбинирование, изд-во «Энергия», 1968.
27. Справочник «Сталеплавильное производство», том II, изд-во «Металлургия»,
1964.
28. Златопольский А. Н., Завадский И. М., Экономика промышленной
теплоэнергетики, изд-во «Высшая школа», 1968.
29. Виленский Н. М., Рациональное использование вторичных энергетических
ресурсов, Металлургиздат, 1963.
30. Бережинский А. И., Хомутинников П. С., Утилизация, охлаждение
и очистка конверторных газов, ийд-во «Металлургия», 1967.
31. Каталог-справочник «Паровые котлы малой мощности, котлы-утилизаторы и
вспомогательное оборудование котельных», ГОСИНТИ, 1965.
32. Берлин 3. Л., Использование вторичных энергоресурсов цветной металлур-
гии, изд-во «Металлургия», 1966. ।
33. Маршак Ю. Л., Топочные устройства с вертикальными циклонными пред-
топками, изд-во «Энергия», 11966.
34. Б узников Е. Ф., Циклонные сепараторы в паровых котлах, изд-во «Энер-
гия», 1969.
35. Ицкович С. М., Центробежные компрессоры, газодувки и вентиляторы,
Машгиз, 1950, или Н е в е л ь с о н М. И., Центробежные вентиляторы, Госэнергоиз-
дат, 1954.
36. Калинушкин М. (П., Вентиляторные установки, изд-во «Высшая школа»,
1967.
37. «Газовая промышленность», 11968, № 1.
408