Главная Коллекция "Revolution" Производство и технологии Расчет нагрева органических жидкостей в стандартных кожухотрубных теплообменных аппаратах с трубами

Расчет нагрева органических жидкостей в стандартных кожухотрубных теплообменных аппаратах с трубами

Вычисление, особенности гидравлических сопротивлений в трубопроводе и выбор центробежного насоса. Уточнение скорости движения жидкости, нахождение коэффициентов местных сопротивлений. Описание процесса построения характеристики трубопроводной сети.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 24.04.2018
Размер файла 531,6 K
рефераты на заказ со скидкой

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Оглавление

  • Введение
  • 1. Расчет стандартного кожухотрубного аппарата для процесса нагрева толуола влажным насыщенным водяным паром
  • 2. Расчет гидравлических сопротивлений в трубопроводе и выбор центробежного насоса
    • 2.1 Перевод массового расхода жидкости к объёмному
    • 2.2 Определение ориентировочного диаметра трубопровода
    • 2.3 Выбор стандартного диаметра трубопровода
    • 2.4 Уточнение скорости движения жидкости
    • 2.5 Определение режима движения жидкости
    • 2.6 Определение коэффициента гидравлического сопротивления
    • 2.7 Нахождение коэффициентов местных сопротивлений
    • 2.8 Определение полной потери напора в трубопроводе
    • 3. Построение характеристики трубопроводной сети
    • 4. Выбор насоса
    • Вывод
  • Список литературы

Введение

В различных химических производствах существует масса технологических процессов, перед которыми осуществляется нагрев органических жидкостей перед их подачей в реакторы того или иного типа и ректификационные колонны.

Нагрев может осуществляться в стандартных кожухотрубных теплообменных аппаратах с трубами диаметром 25х2 мм.

В качестве греющего агента наиболее целесообразно использовать отработавший в турбинах водяной пар среднего и низкого давления.

Для подачи органической жидкости в реактор или колонну через теплообменник необходимо рассчитать гидравлические сопротивления, создаваемые в трубопроводе жидкостью и выбрать центробежный насос.

Теплообменные аппараты (теплообменники) применяются для осуществления теплообмена между двумя теплоносителями с целью нагрева или охлаждения одного из них. В зависимости от этого теплообменные аппараты называют подогревателями, холодильниками, испарителями или конденсаторами.

По способу передачи тепла различают следующие типы теплообменных аппаратов:

- поверхностные, в которых оба теплоносителя разделены стенкой, причем тепло передается через поверхность стенки;

- регенеративные, в которых процесс передачи тепла от горячего теплоносителя к холодному, разделяется по времени на два периода и происходит при попеременном нагревании и охлаждении насадки теплообменника;

- смесительные, в которых теплообмен происходит при непосредственном соприкосновении теплоносителей.

В химической промышленности наибольшее распространение получили поверхностные теплообменники, отличающиеся разнообразием конструкций, основную группу которых представляют трубчатые теплообменники, такие как: кожухотрубные, оросительные, погруженные и "труба в трубе".

Одним из самых распространенным типом теплообменников являются кожухотрубные теплообменники. Они представляют собой пучок труб, концы которых закреплены в специальных трубных решетках путем развальцовки, сварки, пайки, а иногда на сальниках. Пучок труб расположен внутри общего кожуха, причем один из теплоносителей движется по трубам, а другой - в пространстве между кожухом и трубами.

Кожухотрубные теплообменники появились в начале ХХ века в связи с потребностями тепловых станций в теплообменниках с большой поверхностью, таких, как конденсаторы и подогреватели воды, работающие при относительно высоком давлении. С годами кожухотрубные теплообменники стали наиболее широко применяемым типом аппаратов. Это обусловлено, прежде всего, надежностью конструкции, большим набором вариантов исполнения для различных условий эксплуатации, в частности:

однофазные потоки, кипение и конденсация по горячей и холодной сторонам теплообменника с вертикальным или горизонтальным исполнением;

диапазон давления от вакуума до высоких значений;

в широких пределах изменяющиеся перепады давления по обеим сторонам вследствие большого разнообразия вариантов;

удовлетворение требований по термическим напряжениям без существенного повышения стоимости аппарата;

размеры от малых до предельно больших (5000 м2);

возможность применения различных материалов в соответствии с требованиями к стоимости, коррозии, температурному режиму и давлению;

использование развитых поверхностей теплообмена как внутри труб, так и снаружи, различных интенсификаторов, оребрения и т.д.

возможность извлечения пучка труб для очистки и ремонта.

Классическая схема кожухотрубчатого теплообменника показана на рисунке 1.

Рисунок 1 - Схема кожухотрубного теплобменника

Схемы кожухотрубчатых аппаратов наиболее распространенных типов представлены на рисунке 2.

Рисунок 2 - Наиболее распространённые типы кожухотрубных аппаратов

Кожух (корпус) кожухотрубчатого теплообменника представляет собой трубу, сваренную из одного или нескольких стальных листов. Кожухи различаются главным образом способом соединения с трубной доской и крышками. Толщина стенки кожуха определяется давлением рабочей среды и диаметром кожуха, но принимается не менее 4 мм. К цилиндрическим кромкам кожуха приваривают фланцы для соединения с крышками или днищами. На наружной поверхности кожуха прикрепляют опоры аппарата.

Трубчатка кожухотрубчатых теплообменников выполняется из прямых или изогнутых (U-образных или W-образных) труб диаметром от 12 до 57 мм. Предпочтительны стальные бесшовные трубы.

Трубные доски (решетки) служат для закрепления в них пучка труб при помощи развальцовки, разбортовки, заварки, запайки или сальниковых креплений. Трубные доски приваривают к кожуху (рисунок 2 а, 2 в), зажимают болтами между фланцами кожуха и крышки (рисунок 2 б, 2 г) или соединяют болтами только с фланцем свободной камеры (рисунок 2 д, 2 е). Материалом досок служит обычно листовая сталь толщиной не менее 20 мм.

В соответствии с ГОСТ 15121-79 кожухотрубчатые теплообменники могут быть жесткой (рисунок 2 а, 2 к), нежесткой (рисунок 2 г, 2 д, 2 е, 2 з, 2 и) и полужесткой (рисунок 2 б, 2 в, 2 ж) конструкции, теплообменники могут быть двух- четырех- и шестиходовыми по трубному пространству, одноходовые и многоходовые по межтрубному, прямоточные, противоточные и поперечноточные, горизонтальные, наклонные и вертикальные.

На рисунке 2 а изображен одноходовой теплообменник с прямыми трубками жесткой конструкции. Кожух и трубки связаны трубными решетками и поэтому нет возможности компенсации тепловых удлинений. Такие аппараты просты по устройству, но могут применяться только при сравнительно небольших разностях температур между корпусом и пучком труб (до 50 0С). Они имеют низкие коэффициенты теплопередачи вследствие незначительной скорости теплоносителя в межтрубном пространстве.

В кожухотрубчатых теплообменниках проходное сечение межтрубного пространства в 2-3 раза больше проходного сечения внутри труб. Поэтому при равных расходах теплоносителей с одинаковым фазовым состоянием коэффициенты теплоотдачи на поверхности межтрубного пространства невысоки, что снижает общий коэффициент теплопередачи в аппарате. Устройство перегородок в межтрубном пространстве кожухотрубчатого теплообменника способствует увеличению скорости теплоносителя и повышению эффективности теплообмена. На рисунке 2 б изображен теплообменник с поперечными перегородками в межтрубном пространстве и полужесткой мембранной компенсацией тепловых удлинений вследствие некоторой свободы перемещения верхней трубной доски.

В парожидкостных теплообменниках пар проходит обычно в межтрубном пространстве, а жидкость - по трубам. Разность температур стенки корпуса и труб обычно значительна. Для компенсации разности тепловых удлинений между кожухом и трубами устанавливают линзовые (рисунок 2 в), сальниковые (рисунок 2 з, 2 и) или сильфонные (рисунок 2 ж) компенсаторы.

Для устранения напряжений в металле, обусловленных тепловыми удлинениями, изготавливают также однокамерные теплообменники с гнутыми U- и W-образными трубами. Они целесообразны при высоких давлениях теплоносителей, так как изготовление водяных камер и крепление труб в трубных досках в аппаратах высокого давления - операции сложные и дорогие. Однако аппараты с гнутыми трубами не могут получить широкого распространения из-за трудности изготовления труб с разными радиусами гиба, сложности замены труб и неудобства чистки гнутых труб.

Компенсационные устройства сложны в изготовлении (мембранные, сильфонные, с гнутыми трубами) или недостаточно надежны в эксплуатации (линзовые, сальниковые). Более совершенна конструкция теплообменника с жестким креплением одной трубной доски и свободным перемещением второй доски вместе с внутренней крышкой трубной системы (рисунок 2 е). Некоторое удорожание аппарата из-за увеличения диаметра корпуса и изготовления дополнительного днища оправдывается простотой и надежностью в эксплуатации. Эти аппараты получили название теплообменников «с плавающей головкой». Теплообменники с поперечным током (рисунок 2 к) отличаются повышенным коэффициентом теплоотдачи на наружной поверхности вследствие того, что теплоноситель движется поперек пучка труб. При перекрестном токе снижается разность температур между теплоносителями, однако при достаточном числе трубных секций различие в сравнении с противотоком невелико. В некоторых конструкциях таких теплообменников при протекании газа в межтрубном пространстве и жидкости в трубах для повышения коэффициента теплоотдачи применяют трубы с поперечными ребрами.

Для нагрева продуктов паром целесообразно использовать одноходовые кожухотрубные теплообменники, т.к. скорость движения пара в межтрубном пространстве находится в пределах 20 - 50 м/с. Однако, если в межтрубном пространстве низкий коэффициент теплоотдачи, могут быть использованы многоходовые теплообменники, т.к увеличение ходов увеличивает скорость движения пара, но не выше приведённой.

Недостатками кожухотрубных теплообменников являются:: трудность пропускания теплоносителей с большими скоростями; трудность очистки межтрубного пространства и трудность изготовления из материалов, не допускающих развальцовки и сварки.

1. Расчет стандартного кожухотрубного аппарата для процесса нагрева толуола влажным насыщенным водяным паром

Исходные данные

F=

9000

кг/ч

Pв.п=

440000

Па

Обозначим горячий теплоноситель - водяной пар индексом «1», холодный теплоноситель - толуол индексом «2».

Начальная температура водяного пара на входе t = 147 єC. Примем конечную t = 147 єC. Холодный носитель меняет свою температуру с t= 10 0С до t= 110,65 єC.

толуол

10 єС 110,65 єС

Вод. пар

147 єС 147 єС

Определим среднюю температуру толуола:

t= єC

Определим температуру на концах теплообменника:

= 147 - 10 = 137 єC

= 147 - 110,65 = 36,35 єC

Так как Дtб /Дtм > 2 средняя разность температур определяется по формуле:

= єC (1)

Найдем количество теплоты, которое необходимо для нагрева толуола.

Переведем расход из кг/ч в кг/с:

G= G2/3600 = 9000/3600 = 2,5 кг/с

Q = G2*C2 *()*1,05, (2)

где С - теплоёмкость толуола, кДж/кг*К. [1], рис.XI, c.562;

1,05 - коэффициент, учитывающий 5 % потери тепла в процессе.

С = 1779,48 Дж/(кг*K).

Q2 = 2,5*1779,48*(110,65 - 10)*1,05 = 470149,7 Вт

Определим расход водяного пара:

G1 = Q/Hпара - Hконд,

где Hпара - энтальпия водяного пара, кДж/кг

Hконд - энтальпия конденсата, кДж/кг[3] c. 72, таблица II-III.

Hпара = 2742800 Дж/кг

Hконд = 619600 Дж/кг

G1 = 470149,7/(2742800 -- 619600) = 0,2214 кг/c.

Найдем объемный расход толуола:

V2 = G2/с2, м3/с

где с2 - плотность толуола при t2 = 60 0С, кг/м3. [1], таблица IV, с.512.

с2 = 828 кг/м3.

V2 = 2,5/828 = 0,003019 м3/с = 10,87 м3/ч

Примем, что водяной пар движется в межтрубном пространстве, а толуол по трубам. Такое движение теплоносителей предпочтительно, т. к. при омывании горячим теплоносителем трубного пучка, по которому движется холодный теплоноситель, коэффициент теплопередачи выше.

Наметим возможные варианты использования теплообменных аппаратов. Для этого необходимо определить ориентировочную площадь Fор теплообменника и площадь сечения трубного пространства S2.

F=, м

где Кор - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, Вт/м2*К. [1], таблица 4.8, с.172.

Для вынужденного движения при передаче тепла от конденсирующегося пара к органическим жидкостям Kор=120 - 340 Вт/м2*К. Принимаем Kор= 240 Вт/м2*К.

F= = 470149,7/(240*75,86) = 25,82 м2.

Попробуем подобрать теплообменник, чтобы в трубном пространстве было турбулентное течение. Re.

Тогда скорость в трубном пространстве должна быть:

W2 = Re2*м2/d2 *с2 ,

где м2 - динамический коэффициент вязкости толуола

при t2 = 60 єC, Па*с [1], таблица IX, с.516

м2 = 0,381 мПа•с = 0,000381 Па•с

d2 - внутренний диаметр труб теплообменника, м.

В теплообменнике трубы стандартные d = 25x2 мм, d2 = 2,1*10-2 м.

W2 = Re2*м2/(d2 *с2 ) = 104*0,381*10-3/(2,1*10-2*828) = 0,2191 м/с.

Тогда поперечное сечение трубного пространства должно быть:

S2 = V2/W2 = 0,005368/0,2191 = 0,0245 м2.

На основании таблицы 4.12 [1], с.215 следует принять к расчету теплообменник с диаметром кожуха 400 мм, d = 25x2 мм, n = 111 - число труб, F = 26 м2, l= 3 м, S2 = 3,8*10-2 м2; S1 = 3,1*10-2 м2.

Определим скорость в трубах:

W2 = V2/(0,785*d22*n) = 0,003019/(0,785*(2,1*10-2)2*111) = 0,0786 м/c.

Определим критерий Рейнольдса для трубного пространства:

Re2 = W2 *d2 * с2/ м2 = 0,0786*2,1*10-2*828/ 0,381*10-3 = 3586

Найдем объемный расход водяного пара:

V1 = G1/с1, м/с

где с1 - плотность водяного пара при t1 = 147 0С и Р = 0,44 МПа, кг/м3. [1], таблица IV, с.512.

с1 = 1/v1,

где v1 - удельный объём водяного пара, м3/кг [3], таблица II-1, с.26

с1 = 1/0,4228 = 2,37 кг/м3

V1 = 0,2214 / 2,37 = 0,0936 м/с

Определим скорость в межтрубном пространстве:

W1 = V1/S1 = 0,0936/0,031 = 3,02 м/с.

Определим критерий Рейнольдса для межтрубного пространства:

Re1 = W1*d1*с1/м1,

где м1 - динамическая вязкость насыщенного водяного пара при t1 = 147 0С и

Р = 0,44 МПа, Па*с. [1] c. 557, таблица VI.

м1 = 14,063*10-6 м2/с.

Тогда Re1 = W1*d1*с1/м1 = 3,02*2,5*10-2*2,37/ 14,063*10-6 = 12698.

Составим тепловую схему процесса

Рисунок 3 - Тепловая схема процесса

В трубном пространстве переходное движение Re2 = 3586. Для вычисления критерия Нуссельта, согласно данным таблицы 4.1 [1], с.151 нужно воспользоваться одной из формул 4.23 - 4.28 таблица 4.4 [1], с.155. Для вычисления по этим формулам необходимо знать произведение критериев Грасгофа и Прандтля.

Вычислим критерий Прандтля:

Pr2 = С2* м2/л2,

где л2 - коэффициент теплопроводности толуола, Вт/м*К, рисунок Х, [1], с.561.

л2 = 0,1279 Вт/м*К.

Pr2 = С2* м2/л2 = 1779,48*0,381*10-3 / 0,1279 = 5,3.

Вычислим критерий Грасгофа:

Gr2 = g*d23*в2*Дt2*с22/м22 ,

где g - ускорение свободного падения, м/с2;

в2 - коэффициент объёмного расширения толуола, таблицы XXXIII [1], с.531-532;

в2 = 0,00117

Дt2 - разница температур между стенкой и жидкой фазой, 0С.

Дt2 = tст - t2 = 90 - 60 = 30 0С.

Gr2 = g*d23*в2*Дt2*с22/м22 = 9,81*(2,1*10-2)3*1,17*10-3*30*828/(0,381*10-3)2 = =14,90*106

Тогда произведение критериев Грасгофа и Прандтля:

Gr*Pr = 14,90*106* 5,3 = 78,97*106 > 800000, следовательно, используем формулу 4.27 [1]

Nu = 0,022*Re0,8*Pr0,4*(м/мст)0,14

мcт2 - вязкость толуола при tст2 = 90 0С, Па*с, [1], таблица IX, с.516)

Для толуола м2ст = (0,271+0,319)/2*10-3 = 0,295*10-3 Па*с;

Nu2 = 0,022*35860,8*5,30,4*(0,381/0,295)0,14 = 31,00

Тогда коэффициент теплоотдачи от стенки к толуолу:

б2 = Nu2* л2/d2 = 31,00*0,1279/2,1*10-2 = 188,82 Вт/(м2*К)

В межтрубном пространстве водяной пар движется турбулентно Re1 = 12698. Для вычисления критерия Нуссельта, согласно данным таблицы 4.1 [1], с.151 нужно воспользоваться для обтекания гладких труб одной из формул 4.29 - 4.35 [1], с.156.

Примем, что пучки труб расположены в шахматном порядке, тогда расчёт можно вести по формуле 4.31:

Nu1 = 0,4*ец*Re1 0,6*Pr1 0,36*( Pr1/ Prcт1)0,25,

где ец - коэффициент, учитывающий влияние угла атаки пучка труб водяным паром, ец определяется по таблице 4.5 [1], с.157.

Как известно, при движении газов пристенный слой практически не влияет на теплообмен, поэтому Pr1/ Prcт1 = 1.

Примем угол атаки ц = 50 0, тогда ец = 0,88.

Коэффициент Прандтля для водяного пара рассчитывается по формуле:

Pr1 = С1* м1/ л1 ,

где л1 - коэффициент теплопроводности водяного пара при t1 = 147 0С и

Р = 0,44 МПа, Вт/м*К [1], с.530, таблица XXX;

С1 - истинная изобарная теплоёмкость водяного пара при t1 = 147 0С и

Р = 0,44 МПа, Дж/кг*К [3], таблица II-IV, с.171.

С1 = 1980,5 Дж/кг*К.

л1 = 0,02863 Вт/м*К.

Pr1 = С1* м1/ л1 = 1980,5*14,063*10-6/ 0,02863 = 0,9728.

Тогда критерий Нуссельта для водяного пара:

Nu1 = 0,4* ец *Re1 0,6*Pr1 0,36 = 0,4*0,88* 126980,6*0,97280,36 = 101,04

Тогда коэффициент теплоотдачи от водяного пара к стенке:

б1 = Nu1* л1/d1 = 101,04*0,02863/2,5*10-2 = 115,71 Вт/м2*К.

Коэффициент теплопередачи находится по формуле:

К=,

где ? rст - суммарное сопротивление стенки вместе с отложениями, м2*К/Вт.

, м/Вт

где rз1 - сопротивление загрязнений со стороны водяного пара, Вт/м2*К, таблица XXXI [1], с.531;

rз2 - сопротивление загрязнений со стороны толуола, Вт/м2*К, таблица XXXI [1], с.531;

д - толщина стенки трубы, м;

лст - коэффициент теплопроводности материала стенки, Вт/м*К, таблица XXVIII [1], с.529.

Справочные данные для вычисления К:

rз1

5800

Вт/м2*К

rз2

5800

Вт/м2*К

д

0,002

м

лст

46,5

Вт/м*К

Тогда

м2*К/Вт.

Тогда коэффициент теплопередачи:

К= = 1/(1/115,71+0,000388+1/188,82) = 69,8 Вт/м2*К.

Тогда плотность теплового потока через стенку:

q = К* Дtср = 69,8*75,86 = 5295,15 Вт/м2.

Определим t стенки 2:

Дt1 = q/ б1 = 5295,15 / 115,71 = 45,76 0С.

Дtст = q*? rст = 5295,15 *0,000388 = 2,05 0С.

Дt2 = q/ б2 = 5295,15 / 188,82 = 28,04 0С.

Проверим Дtср = Дt1 + Дtст + Дt2 = 45,76 + 2,05 + 28,04 = 75,86 0С.

Тогда температура стенки 2:

tcт2 = Дt2 + t2 = 28,04 + 60 = 88,37 0С.

Температура стенки практически сошлась, т.к. приняли tcт2 = 90 0С, а получили

tcт2 = 88,37 0С. Ошибка составляет 1,84 %, то есть меньше 5 %, что допускается.

Тогда площадь поверхности теплопередачи:

F = Q/q = 470149,7/5295,15 = 88,79 м2.

Площадь одного теплообменника с диаметром кожуха 400 мм и длиной труб l = 3 м:

F1 = р*dср*n*lтр = 3,14*0,023*111*3 = 24,06 м2.

Тогда запас поверхности теплообменников составит (примем предварительно число теплообменников равным четырем):

(2*F1 - F)/F = (4*24,06 - 88,79)/88,79 = 0,084 или 8,4 %. Запас для нормальной работы системы недостаточный, так как нормальный запас должен находиться в пределах от 25 до 50 %. Однако при установке пяти теплообменников запас поверхности составит 35,5%.

Для снижения металлоемкости агрегата рассмотрим возможность замены выбранных теплообменников на теплообменники того же диаметра, но с большей длиной труб l = 6 м.

Площадь одного теплообменника с диаметром кожуха 400 мм и длиной труб l = 6 м:

F1 = р*dср*n*lтр = 3,14*0,023*111*6 = 48,12 м2.

Тогда запас поверхности теплообменников составит (примем предварительно число теплообменников равным двум):

(2*F1 - F)/F = (2*48,12 - 88,79)/88,79 = 0,084 или 8,4 %. Запас для нормальной работы системы недостаточный, так как нормальный запас должен находиться в пределах от 25 до 50 %. Однако при установке трех теплообменников запас поверхности составит 62,6%.

Дополнительно возьмем четвертый теплообменник в качестве резервного.

Примем к установке 4 теплообменника с диаметром кожуха D=400 мм с трубами длиной 6 м, числом труб n=111, Fор= 52 м2, S2=0,038 м2 и S1=0,031 м2 причем четвертый теплообменник будет резервным, из следующих соображений:

свободный запас поверхности составляет 62,6 % ;

малая металлоемкость конструкции;

обслуживание более экономичное.

2. Расчет гидравлических сопротивлений в трубопроводе и выбор центробежного насоса

Внутренняя задача гидродинамики, к которой относится движение жидкости внутри трубопроводов, описывается системой уравнений Навье-Стокса [1, c.55]. Но решение системы дифференциальных уравнений в частных производных представляет собой сложную математическую задачу. Для упрощения этой задачи используют теорию подобия, методы которой позволяют заменить систему уравнений Навье-Стокса обобщенным критериальным уравнением гидродинамики:

Eu = f(Re, Fr, Ho, Г), (1)

где Eu - критерий Эйлера;

Rе - критерий Рейнольдса;

Fr - критерий Фруда;

Но - Критерий гомохромности;

Г - геометрический симплекс.

Критерий Эйлера определяется уравнением:

Eu = ДP/(с*W2), (2)

где ДР - перепад давлений, Па;

с - плотность перемешиваемой жидкости, кг/м3;

W - скорость движения жидкости, м/с.

Критерий Рейнольдса определяется уравнением:

Re = W*l* с/м, (3)

где I - характерный размер, м (для внутренней задачи гидродинамики в качестве характерного размера берут внутренний диаметр трубопровода, т.е. l = dэ );

м - вязкость жидкости, Па*с.

Критерий Фруда определяется уравнением:

Fr = W2/(l*g). (4)

Критерий гомохромности определяется уравнением:

Но = W*ф/l, (5)

где ф - время,с.

Геометрический симплекс определяется уравнением:

Г = l/ dэ. (6)

Обычно решение обобщенного критериального уравнения представляется в виде степенной функции:

Eu = A*Rem*Frn*Hop*Гq, (7)

где A, m, n, p, q - эмпирические коэффициенты.

В этом случае решение сводится к нахождению в литературе значений A, m, n, p, q.

Вначале обобщенное уравнение подвергают анализу с точки зрения условия задачи.

Если в задаче не оговорена особо нестационарность потока или это не вытекает из условий, то можно считать поток стационарным, т.е. величина степени р = 0 и критерием гомохромности можно пренебречь (Hop = 1). В условиях вынужденного движения (с помощью насосов или компрессоров) капельной жидкости или газа влияние силы тяжести на распределение скоростей и перепад давлений в потоке очень мало и им можно пренебречь, т.о. показатель степени n = 0 (Frn = 1).

С принятыми допущениями уравнение (7) сводится к виду

Eu = A*Rem*( l/ dэ)q. (8)

В результата обобщения опытных данных, полученных различными авторами, установлено, в частности, что при движении жидкости в трубопроводе с гладкими стенками в пределах Re = 4*103 - 105 численные значения А = 0,158; m = 0,25; q = 1 [1, c.89].

Следовательно, для указанных условий уравнение (8) имеет вид:

Eu = 0,158*Re 0,25* l/ dэ (9)

Откуда ДРтр = 0,316* Re 0,25* l/ dэ* с*W2 /2. (10)

Величина 0,316 *с* Re 0,25 обозначается символом л и определяется как коэффициент гидравлического сопротивления трения, а уравнение (10) принято записывать в виде

ДРтр = л * l/ dэ* с*W2 /2, (11)

где л - зависит от режима движения (величина Rе) и шероховатости стен труб.

Вводят понятие относительной шероховатости е = е/ dэ,

где е - абсолютная величина средней шероховатости стен труб.

Коэффициент гидравлического сопротивления трения л рассчитывается по общей формуле:

1/ л 0,5 = -2*lg(е/3,7 + (6,81/Re)0.9). (12)

Для гладких труб когда влиянием шероховатости можно пренебречь:

1/ л 0,5 = 1,8*lg Re - 1,5. (13)

Для автомодельной области гидравлического сопротивления трения л определяется в основном шероховатостью трубы:

1/ л 0,5 = 2*lg (3,7/е). (14)

Если Re ? 23/ е, то применяется уравнение (13), если Re ? 220*е 1,125, то применяется уравнение (14). Если Re принимает промежуточное значение, то используется уравнение (12) или уравнение

л = 0,11*( lэ / dэ + 68/Re)0,25 , (15)

где lэ - эквивалентная абсолютная шероховатость, мм.

Приведённые уравнения (12) - (15) пригодны для изотермического потока.

Для определения величины л можно использовать также график [2, c.22].

Помимо потерь на трение на линейных участках трубопровода л происходят потери энергии на преодоление местных сопротивлений (повороты; внезапные расширения и сужения; запорно-регулирующая арматура и т.п.).

Потери давления в местных сопротивлениях определяются по уравнению:

ДРмс = ? омс* с*W2 /2, (16)

омс - коэффициент местного сопротивления.

Суммарная потеря напора на преодоление трения и местных сопротивлений рассчитывается по формуле:

ДРпот = ДРтр + ДРмс = (1 + л * l/ dэ + ? омс)* с*W2 /2. (17)

Если сеть представляет собой трубопровод постоянного поперечного сечения, то полное гидравлическое сопротивление сети равно

ДРсети = (1 + л * l/ dэ + ? омс)* с*W2 /2 + с*g*hгеом + (Р2 - Р1), (18)

где hгеом - высота подъёма жидкости, м;

Р2 и Р1 - давление соответственно в приёмной и расходной ёмкостях, Па.

При расчёте сопротивлений в трубопроводе от хранилища до реактора необходимо помнить, что оно складывается из трёх участков:

1) от хранилища до входа в теплообменник;

2) движение жидкости в теплообменнике;

3) от теплообменника до входа в реактор.

На всех участках разная средняя температура, поэтому и разные свойства жидкости. Чтобы лучше представить и правильно произвести расчёт заполним таблицу 1.

Таблица 1 - Данные для расчёта потерь напора на участках сети

t, 0C

с, кг/м3

Vc, м3/с

d, м

l, м

w, м/с

м, мПа*с

Re

? о

hг, м

ДР,
Па

hсети,
м

1

10

875

0,002857

0,051

11

1,40

0,677

92192

64,9

0

61875,39

7,21

2

60

828,0

0,003019

0,021

21

0,0786

0,463

3586

15

0

171,4

0,02

3

111

775,9

0,003222

0,051

29

1,58

0,249

250657

36,2

17

180803,84

23,75

2.1 Перевод массового расхода жидкости к объёмному

В расчетах используется объемный расход жидкости Vc, м3/с.

Перевод осуществляется по формуле:

Vc = G/(3600* с2) (13)

Vc = 9000/(3600*828) = 0,003019 м3/с = 10,9 м3/ч

Для того чтобы определить объемную скорость движения толуола на участках 1 и 3, требуется сначала рассчитать плотность толуола на этих участках. Плотность толуола при температурах первого и третьего участков составляет соответственно:

с(10 0С) = (884+866)/2 = 875 кг/м3

с(111 0С) = 766 + 9/20*(788-766) = 775,9 кг/м3

Тогда:

Vc1 = G2/с(10 0C) = 2,5/875 = 0,002857 м3/с

Vc3 = G2/с(111 0C) = 2,5/775,9 = 0,003222 м3/с

Рассчитаем скорости движения жидкости на участках 1, 3:

w1 = w2*с(600С)/с(100С) = 0,0786*828/875 = 0,0744 м/с

w3 = 0,0786*828/775,9 = 0,0838 м/с

2.2 Определение ориентировочного диаметра трубопровода

По таблице [2, с.17] выбираем скорость движения в напорном трубопроводе w = 2 м/с.

Средний диаметр трубопровода можно определить по формуле:

d = (4* Vc/р*w)0,5 (14)

d1 = (4*0,002857/3,14*2)0,5 = 0,0426 м

Аналогично для температуры на 3-м участке.

d3 = (4*0,003222/3,14*2)0,5 = 0,0453 м

2.3 Выбор стандартного диаметра трубопровода

гидравлическое сопротивление трубопроводный насос

Промышленность выпускает гостированный сортамент труб, среди которых необходимо выбрать трубы с диаметром, наиболее близким к расчетному (пункт 3.4.). Обозначаются трубы dн х д, где dн - наружный диаметр трубы, мм; д - толщина стенки трубы, мм. При этом внутренний диаметр трубы dвн = dн - 2* д.

Гостированные размеры труб по ГОСТ 8732-78 составляют следующий ряд, мм: 14х2; 18х2; 25х2; 32х2,5; 38х2,5; 45х3; 57х3; 76х3,5; 89х4,5; 108х4,5; 133х4; 159х4,5; 219х6; 272х7; 325х8; 377х10; 426х11; 465х13.

Согласно пункта 3.4. внутренний размер трубы для участка 1 составляет 42,6 мм, а для участка 3 - 45,3 мм. Наиболее близкая по размерам труба 57х3 мм. Гостированный внутренний диаметр 51 мм, поэтому эквивалентный диаметр примем dэ = 0,051 м.

Для штуцера, подающего пар, диаметр труб будет:

dср = (4*0,0936/3,14*3,02)0,5 = 0,077 м.

dэ = 89 x 4,5 мм

2.4 Уточнение скорости движения жидкости

Выразим скорость движения жидкости:

w1 = 4* V1/(р* dэ2) = 4*0,002857/(3,14*(0,051)2) = 1,40 м/с.

w3 = 4* V3/(р* dэ2) = 4*0,003222/(3,14*(0,051)2) = 1,58 м/с.

2.5 Определение режима движения жидкости

Режим движения жидкости определяется числом Рейнольдса. Для расчета числа Рейнольдса нужно предварительно знать вязкости толуола на каждом участке.

Вязкость толуола при температурах первого и третьего участков составляет соответственно:

м(10 °С) = (0,768+0,589)/2 = 0,677 мПа*с

м(111 °С) = 0,231 + 9/20*(0,271-0,231) = 0,249 мПа*с

Режим движения жидкости определим по уравнению Рейнольдса:

Re1 = W1* dэ * с1 /м1 = 1,40*0,051*875/(0,677*10-3) = 92192

Re3 = W3* dэ * с3 /м3 = 1,58*0,051*775,9/(0,249*10-3) = 250657

Режим движения в обоих случаях устойчивый турбулентный.

2.6 Определение коэффициента гидравлического сопротивления

Примем среднее значение шероховатости l = 0,2 мм, тогда относительная шероховатость составит е = l/ dэ = 0,2/51 = 0,003922.

Проверим условия Re ? 220*е -1,125 и Re ? 23/ е:

220*е -1,125 = 220*0,003922-1,125 = 112145,1

23/ е = 23 / 0,003922 = 5865

Сравнение показывает, что 23/е < Re1 = 92192 < 220*е -1,125, следовательно, область движения на участке 1 промежуточная, и коэффициент гидравлического сопротивления трения л рассчитывается по общей формуле

1/л0,5 = -2*lg(е/3,7 + (6,81/Re)0,9),

Откуда

1/л10,5 = -2*lg(0,003922 + (6,81/92192)0,9) = 5,81

л1 = 0,00297

Согласно схеме установки l1 = 1 + 2 + 2*1 + 3*2 = 11 м

Для участка 3 выполняется неравенство Re3 = 250657 > 220*е -1,125, следовательно область движения автомодельная, и коэффициент гидравлического сопротивления трения л определяется в основном шероховатостью трубы:

1/ л0,5 = 2*lg(3,7/е)

Откуда

1/ л30,5 = 2*lg(3,7/0,003922) = 5,95

л3 = 0,0283

l3 = 3*2 + 1*2 + 1 + 17 + 3 = 29 м

На участке 2 относительная шероховатость составит:

е = l/ dэ = 0,2/21 = 0,0095

Проверим условия Re ? 220*е -1,125 и Re ? 23/ е:

220*е -1,125 = 220*0,0095-1,125 = 41329,55

23/ е = 23 / 0,0095 = 2415

Для участка 2 выполняется неравенство 23/е < Re2 = 3586 < 220*е -1,125, следовательно область движения промежуточная, и коэффициент гидравлического сопротивления трения л рассчитывается, как и на первом участке, по общей формуле

1/л0,5 = -2*lg(е/3,7 + (6,81/Re)0,9),

где е = 0,0095

Откуда

1/л20,5 = -2*lg(0,0095/3,7 + (6,81/3586)0,9) = 4,43

л2 = 0,0511

Согласно схеме установки l2 = 3*(0,5•2 + 6) = 21 м

Рисунок 2 - Схема установки.

2.7 Нахождение коэффициентов местных сопротивлений

С учетом того, что [2, с.520] коэффициенты местных сопротивлений следующие:

- расхождение потока орасх = 20,5;

- схождение потока осх = 12;

- вентиль нормальный овен = 4,7;

- вход в трубу из хранилища овх = 0,5

- выход из трубы в аппарат овых = 1;

- измерительная диафрагма (при m = (dэ/D)2 = 0,3, то од = 18,2);

- вход и выход из решетки теплообменника овх = 1,5;

- вход и выход из теплообменника в трубу овых = 1.

- колено окол = 1,1

Уомс уч 1 = 5*овен + 2*окол + од + овх + орасх = 64,9

Уомс уч 2 = 3*(овх в тепл + овх в реш + овых из реш + овых из тепл) = 15

Уомс уч 3 = 4*овен + 2*окол + осх + овых = 36,2

Геометрическая высота подъема смеси 17 м.

2.8 Определение полной потери напора в трубопроводе

Сумма всех длин участков трубопровода 61 м, Р1 = Р2.

Тогда потери напора на 1 участке при l = 11 м

ДР1 = (1 + л * I/ dэ + ? омс)* (с*W2 /2) + с*g*hгеом + (Р2 - Р1) = (1 + 0,0297* 11 / 0,051 + 64,9)*(875*1,402 / 2) = 61875,4 Па

Потери напора на 2 участке при l = 21 м

ДР2 = (1 + 0,0511*21 / 0,021 + 15)*(828*0,07862) = 171,4 Па

Потери напора на 3 участке при l = 29 м

ДР3 = (1 + 0,0283*29 / 0,051 + 36,2)*(775,9*1,582 / 2) + 775,9*9,81*17 = 180803,8 Па

ДРсети = ДР1 + ДР2 + ДР3 = 61875,4 + 171,4 + 180803,8 = 242850,7 Па.

Из соотношения ДРсети = с*g*h определим

hсети 1 = ДРсети/ (с*g) = 61875,4/(875*9,81) = 7,21 м

hсети 2 = 171,4/(828*9,81) = 0,02 м

hсети 3 = 180803,8/(775,9*9,81) = 23,75 м

hсети = 7,21 + 0,02 + 23,75 = 30,98 м

3. Построение характеристики трубопроводной сети

Будем считать, что характеристика сети представляет собой правильную параболу, выходящую из точки с координатами Vc = 0; h на которой известна точка с координатами Vc = 10,90 м3/ч и hсети = 30,98 м. Найдем коэффициент параболы.

Общее уравнение параболы у = а*х2 + b. Подставив значения имеем

30,98 = а*10,92 + 17. Тогда а = 0,1176.

Возьмем несколько значений объемной производительности и определим напор hсети. Результаты вычислений представлены в табл. 2.

Таблица 2 - Зависимость напора сети от производительности насоса

Производительность, м3/ч

Напор сети, м

Напор насоса, м

6

21,23

39,2

8

24,53

39,1

10

28,76

38,8

10,9

30,98

38,6

12

33,94

38,2

14

40,05

37,7

16

47,11

37,5

По полученным точкам строим характеристику сети (рисунок 3).

Рисунок 3 - Совмещение характеристик сети и насоса

4. Выбор насоса

При выборе насоса необходимо соблюдать следующие условия:

- напор при нулевой производительности должен быть больше, чем геометрическая высота подъема жидкости в сети;

- рабочая точка должна лежать в области максимальных к.п.д.;

- рабочая точка должна лежать на нисходящей ветви графика Н = f(Vc).

Наиболее близкий по параметрам к расчетному насосу в каталоге является центробежный насос АХ 20/53 (2АХ-4) производительностью 20 м3/ч и напором 53 м. Характеристика такого насоса с диаметром ротора 172 мм также приведена на рисунке 3. Расположение рабочей точки B относительно расчетной точки A показывает, что насос может преодолеть гидравлические сопротивления сети и подавать в неё заданную смесь.

Вывод

К установке предлагается центробежный насос АХ 20/53 (2АХ-4) с диаметром ротора 172 мм, который обеспечит перекачивание 10,9 м3/ч толуола, нагретого до 10 0С, по трубопроводу из хранилища в теплообменник.

Список литературы

Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов. Л.: Химия, 1987, 576 с.

Мастрюков Б.С. Теплотехнические расчеты промышленных печей. Издательство. М.: «Металлургия», 1972, 360 с .

Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: Энергия, 1980. - 424 с., ил.

Приложение

Таблица 1 - Плотность жидких веществ зависимости от температуры

Вещество

Плотность, кг/м3

0 0С

20 0С

40 0С

60 0С

80 0С

100 0С

120 0С

Ацетон

813

791

768

746

719

693

665

Бензол

900

879

858

836

815

793

769

Бутанол

824

810

795

781

766

751

735

Изопропиловый спирт

801

785

768

752

735

718

700

м-Ксилол

882

865

847

831

817

803

790

Метанол

810

792

774

756

736

714

--

Пропанол

819

804

788

770

752

733

711

Толуол

884

866

847

828

808

788

766

Уксусная

кислота

1072

1058

1042

1026

1010

994

978

Этанол

806

789

772

764

735

716

693

Таблица 2 - Динамическая вязкость жидких веществ в зависимости от температуры

Вещество

Динамический коэффициент вязкости, мПа*с

0 0С

20 0С

40 0С

60 0С

80 0С

100 0С

120 0С

Ацетон

0,395

0,322

0,268

0,23

0,2

0,17

0,15

Бензол

0,91

0,65

0,492

0,39

0,316

0261

0,219

Бутанол

5,19

2,95

1,78

1,14

0,76

0,54

0,38

Изопропиловый спирт

4,6

2,39

1,33

0,8

0,52

0,38

0,29

м-Ксилол

0,76

0,6

0,48

0,39

0,31

0,27

0,23

Метанол

0,817

0,584

0,45

0,351

0,29

0,24

0,21

Пропанол

3,45

2,25

1,47

0,9

0,65

0,47

0,32

Толуол

0,768

0,586

0,466

0,381

0,319

0,271

0,231

Уксусная

кислота

--

2,21

1,35

0,92

0,65

0,5

0,4

Этанол

1,78

1,19

0,825

0,591

0,435

0,326

0,248

Таблица 3 - Физические константы жидких веществ

Вещество

ММ

ТВ

ТС

РС

А

В

С

Ацетон

58,08

329,4

508,1

46,4

16,651

2940,46

-35,93

Бензол

78,11

353,3

562,1

48,3

15,901

2788,51

-52,36

Бутанол

74,12

390,9

562,9

43,6

17,216

3137,02

-94,43

Изопропиловый спирт

60,1

355,4

508,3

47,0

18,693

3640,2

-53,54

м-Ксилол

106,2

412,3

617,0

35,0

16,139

3366,99

-58,04

Метанол

32,04

337,8

512,6

79,9

18,588

3626,55

-34,29

Пропанол

60,1

370,4

536,7

51,0

17,544

3166,38

-80,15

Толуол

92,14

383,8

591,7

40,6

16,014

3096,52

-53,67

Уксусная

кислота

60,05

391,1

594,4

57,1

16,808

3405,57

-56,34

Этанол

46,07

351,5

516,2

63,0

18,912

3803,98

-41,68

ММ - молекулярная масса, кг/кмоль; ТВ - температура кипения, К;

ТС - критическая температура, К; РС - критическое давление, атм;

А, В, С - коэффициенты уравнения Антуана ln P = A - B/(T + C).

Таблица 4 - Теплоёмкости жидких веществ в зависимости от температуры

Вещество

Теплоёмкость, Дж/кг*К

0 0С

20 0С

40 0С

60 0С

80 0С

100 0С

Ацетон

2135,37

2219,11

2281,92

2344,72

2386,59

2491,27

Бензол

1570,13

1674,8

1758,54

1821,35

1926,02

2009,76

Бутанол

2051,63

2281,92

2533,14

2805,29

3056,51

3307,73

Изопропиловый спирт

2281,92

2595,94

2930,9

--

--

--

м-Ксилол

1611,99

1695,74

1779,48

1884,15

1967,89

2072,57

Метанол

2365,66

2491,27

2595,94

2700,62

2826,23

2930,9

Пропанол

2177,24

2365,66

2595,94

2805,29

3014,64

3223,99

Толуол

1549,19

1632,93

1716,97

1779,48

1842,28

1884,15

Уксусная

кислота

1926,02

2009,76

2093,5

2177,24

2260,98

2344,72

Этанол

2344,72

2554,07

2763,42

3014,64

3223,99

3454,28

Таблица 5 - Теплопроводности жидких веществ в зависимости от температуры

Вещество

Теплопроводность, Вт/м*К

0 0С

20 0С

40 0С

60 0С

80 0С

100 0С

Ацетон

0,1768

0,1745

0,1651

0,1605

0,1570

0,1512

Бензол

0,1570

0,1512

0,1430

0,1384

0,1291

0,1256

Бутанол

0,1605

0,1570

0,1535

0,1489

--

--

Изопропиловый спирт

0,1570

0,1535

0,1512

0,1454

0,1407

--

м-Ксилол

0,1361

0,1326

0,1279

0,1244

0,1210

--

Метанол

0,2140

0,2117

0,2093

0,2059

0,2024

--

Пропанол

0,1757

0,1726

0,1694

0,1663

0,1632

--

Толуол

0,1442

0,1396

0,1349

0,1279

0,1221

0,1175

Уксусная

кислота

0,1779

0,1745

0,1698

0,1651

--

--

Этанол

0,1861

0,1826

0,1779

0,1733

--

--

Таблица 6 - Коэффициент объёмного расширения жидких веществ зависимости от температуры

Вещество

в*103

0 0С

20 0С

40 0С

60 0С

80 0С

100 0С

120 0С

Ацетон

1,35

1,43

1,52

1,62

1,88

2,00

2,12

Бензол

1,18

1,22

1,26

1,30

1,37

1,43

1,67

Бутанол

0,85

0,88

0,91

0,94

0,98

1,03

1,09

Изопропиловый спирт

1,01

1,05

1,08

1,12

1,16

1,20

1,27

м-Ксилол

0,98

1,01

1,05

1,12

1,18

1,27

1,38

Метанол

1,14

1,19

1,27

1,30

1,42

1,61

1,81

Пропанол


Подобные документы

  • Расчет центробежного насоса

    Определение скорости движения среды в нагнетательном трубопроводе. Расчет полного гидравлического сопротивления сети и напора насосной установки. Определение мощности центробежного насоса и стандартного диаметра трубопровода. Выбор марки насоса.

    контрольная работа [38,8 K], добавлен 03.01.2016

  • Гидравлический расчет простого трубопровода

    Построение схемы трубопровода. Определение режима движения жидкости. Определение коэффициентов гидравлического трения и местных сопротивлений, расхода жидкости в трубопроводе, скоростного напора, потерь напора на трение. Проверка проведенных расчетов.

    курсовая работа [208,1 K], добавлен 25.07.2015

  • Расчет трубопровода и центробежного насоса

    Расчет трубопровода, выбор центробежного насоса. Методы регулировки его работы в схеме циркуляционной мойки резервуаров и трубопроводов. Расчет сопротивлений трубопровода и включенных в него аппаратов. Разбивка трубопровода насосной установкой на участки.

    курсовая работа [258,3 K], добавлен 10.04.2012

  • Определение расхода воды в трубопроводе

    Составление уравнений Бернулли для сечений трубопровода. Определение потерь напора на трение по длине трубопровода. Определение местных сопротивлений, режимов движения жидкости на всех участках трубопровода и расхода жидкости через трубопровод.

    задача [2,1 M], добавлен 07.11.2012

  • Гидравлический расчет трубопроводной сети. Подбор центробежного насоса

    Расчет водопроводной сети, определение расчетных расходов воды и диаметров трубопровода. Потери напора на участках нагнетательного трубопровода, характеристика водопроводной сети, выбор рабочей точки насоса. Измерение расчетной мощности электродвигателя.

    контрольная работа [652,9 K], добавлен 27.09.2009

  • Расчет теплообменного аппарата

    Расчет вертикального теплообменного аппарата с жесткой трубной решеткой, который применяют для нагрева и охлаждения жидкостей и газов, а также для испарения и конденсации теплоносителей в различных технологических процессах. Расчет местных сопротивлений.

    курсовая работа [212,3 K], добавлен 17.06.2011

  • Подбор центробежного насоса

    Расчет внутреннего диаметра трубопровода, скорость движения жидкости. Коэффициент гидравлического трения, зависящий от режима движения жидкости. Определение величины потерь. Расчет потребного напора. Построение рабочей характеристики насосной установки.

    контрольная работа [187,7 K], добавлен 04.11.2013

  • Расчет гидравлического оборудования

    Определение скорости поршня и расхода жидкости в трубопроводе. Построение напорной и пьезометрической линий для трубопровода. Определение максимально возможной высоты установки центробежного насоса над уровнем воды. Составление уравнения Бернулли.

    контрольная работа [324,1 K], добавлен 07.11.2021

  • Расчет центробежного насоса для трубопроводной схемы

    Определение величины потребного напора для заданной подачи. Паспортная характеристика центробежного насоса. Построение совмещенной характеристики насосов и трубопровода. Определение рабочей точки. Регулирование режима работы для увеличения подачи.

    курсовая работа [352,3 K], добавлен 14.11.2013

  • Проектирование объемного гидропривода движения подачи шлифовального станка

    Описание работы гидропривода и назначение его элементов. Выбор рабочей жидкости, скорости движения при рабочем и холостом ходе. Определение расчетного диаметра гидроцилиндра, выбор его типа и размеров. Вычисление подачи насоса, давления на выходе.

    курсовая работа [232,2 K], добавлен 20.01.2015

  • Выбор и расчет насоса для перекачки керосина из напорного резервуара в приёмный

    Расчёт технологической схемы, включающий определение оптимального соотношения между диаметрами всасывающего и нагнетательного трубопроводов и скоростями потока в них с учётом местных сопротивлений и потерь напора. Конструкция и принцип действия насоса.

    курсовая работа [187,3 K], добавлен 30.11.2015

  • Расчёт центробежного насоса

    Центробежные насосы и принцип их работы. Расчёт основных параметров и рабочего колеса центробежного насоса. Выбор прототипа проектируемого центробежного насоса. Принципы подбора типа электродвигателя. Особенности эксплуатации центробежного насоса.

    курсовая работа [859,3 K], добавлен 27.05.2013

  • Расчет сопротивлений на пути движения газов. Выбор тягодутьевых средств

    Проектирование рекуператора. Расчёт сопротивлений на пути движения воздуха, суммарные потери. Подбор вентилятора. Расчет потерь напора на пути движения дымовых газов. Проектирование борова. Определение количества дымовых газов. Расчет дымовой трубы.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 17.07.2010

  • Проектирование принципиальной схемы следящего гидропривода с дроссельным регулированием скорости

    Разработка функциональной схемы гидропривода, выбор и расчет параметров. Потери давления в местных гидравлических сопротивлениях. Выбор гидроаппаратуры и определение потерь при прохождении жидкости через аппараты. Механические и скоростные характеристики.

    курсовая работа [723,9 K], добавлен 30.03.2011

  • Расчет и подбор центробежного насоса

    Насос - устройство для напорного всасывания и нагнетания жидкостей. Проект центробежного насоса объемной производительностью 34 м3/час. Расчет рабочего колеса и спирального отвода. Подбор насоса, пересчет его характеристик на другие условия работы.

    курсовая работа [1,0 M], добавлен 20.04.2014

  • Расчет ступени центробежного насоса

    Расчет ступени центробежного насоса с осевым входом жидкости, с назад загнутыми лопатками. Построение треугольников скоростей на входе и выходе из рабочего колеса, параметры и основные размеры ступени. Переход на другую частоту вращения ротора насоса.

    контрольная работа [205,6 K], добавлен 15.02.2012

  • Кожухотрубчатые теплообменные аппараты

    Проектирование рекуперативных теплообменных аппаратов. Тепловой конструктивный расчёт рекуперативного кожухотрубчатого теплообменника, а также тепловой расчёт пластинчатого теплообменника. Расчет гидравлических сопротивлений при движении теплоносителей.

    курсовая работа [562,3 K], добавлен 29.12.2010

  • Исполнительные механизмы в системе управления

    Определение диаметра трубопровода по заданному максимальному расходу среды и допустимым скоростям потока, режима движения газа, приведенного коэффициента сопротивления трубопроводной линии, пропускной способности трубопроводной сети, выбор типа насоса.

    курсовая работа [68,9 K], добавлен 13.07.2008

  • Рабочие жидкости гидравлических систем

    Требования, предъявляемые к рабочим жидкостям гидравлических систем. Классификация и обозначения гидравлических масел в отечественной практике. Связь молекулярной структуры жидкостей с их физическими свойствами. Очистка и регенерация рабочих жидкостей.

    контрольная работа [2,5 M], добавлен 27.12.2016

  • Конструктивный расчет центробежного насоса

    Методика конструктивного расчета основных параметров насоса и профилирования цилиндрической лопасти; вычисление спирального отвода с круговыми сечениями. Определение радиуса кругового сечения спиральной камеры и механического КПД центробежного насоса.

    курсовая работа [746,3 K], добавлен 14.03.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены