Расчет кожухотрубного теплообменника

					КП-02068108-240502-ПАХТ-23.7-06 ПЗ
Изм	Лист	№ докум.	Подпись	Дата
Разработал	Исаев				Лит.	Лист	Листов
Проверил	Смирных
					ВГТА Х-033
Н. контр
Утв.

1. Тепловой расчет

Цель теплового расчета - определение необходимой площади теплопередающей поверхности, соответствующей при заданных температурах оптимальным гидродинамическим условиям процесса и выбор стандартизованного теплообменника [1].

Из основного уравнения теплопередачи:

, (1)

где F - площадь теплопередающей поверхности, м2;

Q - тепловая нагрузка аппарата, Вт;

K - коэффициент теплопередачи, ;

- средний температурный напор, К.

1.1 Определение тепловой нагрузки аппарата

В рассматриваемой задаче нагревание воды осуществляется в горизонтальном теплообменнике теплотой конденсирующего пара, поэтому тепловую нагрузку определим по формуле [6]:

, (2)

где Gхол - массовый расход воды, кг/с, ;

Схол - средняя удельная теплоемкость воды, Дж/(кгК);

Тк, Тн - конечная и начальная температуры воды, К;

- коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду при нагревании, = 1,05.

Средняя температура воды:

0С ,

Этому значению температуры соответствует

.

Тогда

Вт,

с учетом потери

Вт.

1.2 Определение расхода пара и температуры его насыщения

Расход пара определим из уравнения:

, (3)

где D - расход пара, кг/с;

r - скрытая теплота конденсации пара, Дж/кг.

По [2, прил. LVII] при Рп = 0,3 МПа, r = 2171103 Дж/кг, Тк = 133 0С.

Из формулы (3) следует, что

 кг/с.

1.3 Расчет температурного режима теплообменника

Цель расчета - определение средней разности температур и средних температур теплоносителей tср1 и tср2. Для определения среднего температурного напора составим схему движения теплоносителей.

Тн = 191,7 0С Пар Тк = 191,7 0С

tк = 96 0С Вода tн = 40 0С

0С 0С

Так как

, то 0С.

Температура пара в процессе конденсации не изменяется, поэтому tср1 = Тп = 191,7 0С, а средняя температура воды : tср 2 = tср 1-tср = 191,7-123,7=68 0С.

1.4 Выбор теплофизических характеристик теплоносителей

Теплофизические свойства теплоносителей определяем при их средних температурах и заносим в таблицу 1.

Таблица 1 Теплофизические свойства теплоносителей

1.5 Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата. Выбор конструкции аппарата

Ориентировочным расчетом называется расчет площади теплопередающей поверхности по ориентировочному значению коэффициента теплопередачи К, выбираемому из [1, табл. 1.3]. Принимаем К= 800 Вт/(м2К), поскольку теплота передаётся от конденсирующего пара к воде, тогда ориентировочное значение площади аппарата по формуле (1)

м2.

Так как в аппарате горячим теплоносителем является пар, то для обеспечения высокой интенсивности теплообмена со стороны воды, необходимо обеспечить турбулентный режим движения и скорость течения воды в трубках аппарата. Принимаем число Рейнольдса Re = 12000.

Для изготовления теплообменника выберем трубы стальные бесшовные диаметром 25х2 мм.

Необходимое число труб в аппарате n, обеспечивающее такую скорость, определим из уравнения:

, (4)

где n - количество труб в аппарате, шт.;

d - внутренний диаметр труб, м;

G - массовый расход воды, кг/с;

- динамическая вязкость, Па·с;

Re - число Рейнольдса.

Из формулы (4):

шт.

Такому числу труб n = 39 шт. и площади поверхности аппарата F = 18,3 м2 по [1, табл. 1.8] ГОСТ 15118-79 и ГОСТ 15122-79 наиболее полно отвечает кожухотрубчатый двухходовой теплообменник диаметром 325 мм, с числом труб 28 в одном ходе, длиной теплообменных труб 4000 мм и площадью поверхности F = 17,5 м2.

Проверим скорость движения воды в трубах аппарата:

 м/с.

Значение скорости находится в рекомендуемых пределах, поэтому выбор конструкции аппарата закончен.

1.6 Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи и коэффициента теплопередачи

Приближенным расчетом называется расчет коэффициентов и К по формулам, не учитывающим влияние температуры стенки теплопередающей поверхности на интенсивность теплоотдачи [1].

Коэффициент теплоотдачи при конденсации водяного пара на пучке вертикальных труб без учета температуры стенки рассчитывается по формуле [1, с. 24]:

, (5)

где G - массовый расход конденсирующегося пара, G = 6,24·10-1 кг/с;

n - число труб в аппарате с наружным диаметром d, шт;

- теплопроводность, плотность и вязкость конденсата при температуре конденсации.

По формуле (5)

.

Режим движения воды в трубках аппарата:

 - турбулентный, так как Re>104.

Для расчета процесса теплоотдачи в закрытых каналах при турбулентном режиме движения и умеренных числах Прандтля (Рr < 80) рекомендуется уравнение [1, с. 23]:

, (6)

где - критерий Нуссельта;

- критерий Рейнольдса;

- критерий Прандтля;

- отношение, учитывающее влияние направления теплового потока (нагревание или охлаждение) на интенсивность теплоотдачи.

Отношение принимаем равным 1, тогда по формуле (6):

, а

.

Принимаем тепловую проводимость загрязнений со стороны греющего пара [2, табл. ХХХI]:

,

а со стороны воды [2, табл. ХХХI]:

,

,

.

Тогда

Или

,

где - сумма термических сопротивлений всех слоев, из которых состоит стенка, включая слои загрязнений.

Так как теплообменная трубка тонкостенная (dвн > ), то для расчета коэффициента теплопередачи применяют формулу для плоской стенки

, (7)

где - коэффициенты теплопередачи со стороны пара и воды,

;

- сумма термических сопротивлений.

По формуле (7)

.

Расчетная площадь поверхности теплообмена по формуле (1):

м2.

Площадь поверхности теплообмена выбранного теплообменного аппарата F=17,5 м2 , что отвечает требуемой поверхности, т.е. для выполнения уточненного расчета оставляем ранее выбранный в ориентировочном расчете аппарат.

1.7 Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи. Окончательный выбор теплообменного аппарата

Уточненным называется расчет коэффициентов теплоотдачи с учетом температуры стенки.

Расчет температуры стенки ведем методом последовательных приближений.

Первое приближение.

Задаемся значением температуры стенки со стороны пара, равным = 1000С.

Расчет коэффициента теплоотдачи при конденсации пара с учетом температуры стенки на пучке вертикальных труб будем вести по формуле [1, с. 24]:

 , (8)

где ,,, - плотность, теплопроводность, удельная теплота конденсации, динамическая вязкость пленки при ; - разность температур стенки и конденсирующегося пара;

- длина труб.

Температура пленки: 0С.

Для = 16,5 0С:

= 59,06·10-2 Вт/(м·К);

= 998,7 кг/м3;

= 2460,85 ·103 Дж/кг; = 1108 ·10-6 Па·с.

По формуле (8):

Вт/(м2·К).

Удельная тепловая нагрузка со стороны пара:

Рассчитываем температуру стенки со стороны воды [1, с.16]:

, (9)

По формуле (9):

0С.

При этой температуре для воды [2, табл. ХXXIX]

(Рrст2 )І= 2,48.

С учетом температуры стенки

;

.

Удельная тепловая нагрузка со стороны воды:

Сравнивая (q1)I с (q2)I, приходим к выводу, что 91571,5>>52088, поэтому расчет температуры стенки продолжаем, задаваясь другим значением температуры стенки со стороны пара.

Второе приближение

Задаемся температурой стенки со стороны пара (tст1)II = 105 0С.

Температура пленки: 0С, тогда = 133-105 = 28 0С

Для = 14 0С:

= 58,46·10-2 Вт/(м·К);

= 999,2 кг/м3;

= 2467,6 ·103 Дж/кг;

= 1186 ·10-6 Па·с.

По формуле (7):

 Вт/(м2·К).

Удельная тепловая нагрузка со стороны пара:

Рассчитываем температуру стенки со стороны воды по формуле (9):

0С.

При этой температуре для воды [2, табл. ХXXIX]

(Рrст2 ) = 2,158.

С учетом температуры стенки:

;

.

Удельная тепловая нагрузка со стороны воды:

И во втором приближении разница между (q1)ІІ и (q2)II более 5%

Расчет продолжаем, определяя tст1 графически по пересечению линий q1=f(tст1) и q2=f(tст2)

По найденному графически температуре (tст1)ІІІ=104,15С выполняем третий, проверочный расчет.

Температура пленки: 0С, тогда = 133-104,5 = 28,85 0С

Для = 14,425 0С:

= 58,56·10-2 Вт/(м·К);

= 999,15 кг/м3;

= 2466·103 Дж/кг;

= 1173 ·10-6 Па·с.

По формуле (7):

Вт/(м2·К).

Удельная тепловая нагрузка со стороны пара:

Рассчитываем температуру стенки со стороны воды по формуле (9):

0С.

При этой температуре для воды [2, табл. ХXXIX]

(Рrст2 )= 2,1.

С учетом температуры стенки:

;

.

Удельная тепловая нагрузка со стороны воды:

Сравнивая (q1)III с (q2)ІІІ, приходим к выводу, что отклонение

т.е. не превышает 5%, поэтому расчет можем считать законченным.

Удельные тепловые потоки по обе стороны стенки равны (рис.2)

Рис. 2 Схема процесса теплопередачи

По формуле (7) коэффициент теплопередачи:

.

Площадь поверхности аппарата определяем по формуле (1):

м2,

По [1, табл. 1.8] ГОСТ 15122-79 окончательно выбираем двухходовой аппарат диаметром d=325 мм, с числом труб n = 56 шт, с длиной теплообменных труб L = 4000 мм и F = 17,5 м2.

1.8 Обозначение теплообменного аппарата

1) Диаметр кожуха D = 325 мм по [1, с. 29] ГОСТ 9617-76.

2) Тип аппарата ТНВ - теплообменник с неподвижными трубными решётками вертикальный.

3) Условное давление в трубах и кожухе - 0,3 МПа.

4) Исполнение по материалу - М1.

5) Исполнение по температурному пределу - 0 - обыкновенное.

6) Диаметр трубы d= 25 мм.

7) Состояние поставки наружной трубы - Г - гладкая.

8) Длина труб L= 4,0 м.

9) Схема размещения труб - Ш - по вершинам равносторонних треугольников.

10) Число ходов - 2.

Группа исполнения - А.

Теплообменник гр. А ГОСТ 15122-79.

Рис. 3. Вертикальный двухходовой кожухотрубчатый теплообменник

1-кожух; 2-трубная решетка; 3-трубка, 4-крышка, 5-распределительная камера

2. Конструктивный расчет

Цель конструктивного расчета теплообменных аппаратов с трубчатой поверхностью теплообмена - расчет диаметров штуцеров и выбор конструкционных материалов для изготовления аппаратов, трубных решеток, способ размещения и крепления в них теплообменных трубок и трубных решеток к кожуху; конструктивной схемы поперечных перегородок и расстояния между ними; распределительных камер, крышек и днищ аппарата; фланцев, прокладок и крепежных элементов; конструкций компенсирующего устройства, воздушников, отбойных щитков, опор и т.п [1, стр.42].

2.1 Выбор конструкционных материалов для изготовления аппарата

Материал выбирают по рабочим условиям в аппарате: температуре, давлениям, химическим свойствам теплоносителей и др. При выборе материала пользуемся рекомендациями [1, табл. 2.2] и ГОСТ 15199-79, 15120-79, 15121-79, в которых указаны материалы основных деталей в зависимости от группы материального исполнения.

Группа материального исполнения - М1. Материал: кожуха - В Ст3сп5 ГОСТ 14637-79; распределительной камеры и крышки - В Ст3сп5 ГОСТ 14637-89; трубы - сталь 10 ГОСТ 8733-87 [1, табл. 2.2].

2.2 Выбор трубных решеток, способ размещения и крепления в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху

Трубные решетки изготавливаются обычно цельными, вырезкой из листа. Для надежного крепления трубок в трубной решетки её толщина Sр(min) (в мм) должна быть не менее [1, с. 45]

, (11)

где с - прибавка для стальных трубных решеток, мм, с = 5 мм;

dн - наружный диаметр теплообменных трубок, мм, dн = 25 мм.

По формуле (11):

мм.

Толщину трубной решетки выбираем в зависимости от диаметра кожуха аппарата и уловного давления в аппарате [1, табл. 2.3]:

Sр = 27 мм.

Размещение отверстий в трубных решетках, их шаг регламентируется для всех теплообменников ГОСТ 9929-82.

По [1, с. 46] определяем шаг при размещении труб по вершинам равносторонних треугольников: при dн = 25 мм, t = 32 мм; отверстия под трубы в трубных решетках и перегородках размещают в соответствии с ГОСТ 15118-79 [1, табл. 2.6].

Размещение отверстий в трубных решетках выбранного аппарата показано на рис. 3.

Рис. 4 Размещение отверстий в трубных решетках

Основные размеры для размещения отверстий под трубы 25 х 2 мм в трубных решетках выбираем по [1, табл. 2.7], диаметр предельной окружности, за которой не располагают отверстия под трубы:

D0 = 287 мм,

2R = 281 мм,

Число отверстий под трубы в трубных решетках и перегородках по рядам:

0 ряд - 6

1 ряд - 9

2 ряд - 8

3 ряд - 7

4 ряд - 4

Общее число труб в решетке - 56 шт.

Отверстия в трубных решетках выполняем гладкими. По ГОСТ 15118-79 под трубы с наружным диаметром 25 мм установлен диаметр 25,5 мм.

Крепление труб в трубной решетке должно быть прочным, герметичным и обеспечивать их легкую замену. Применяем для крепления труб способ развальцовки с последующей отбортовкой (рис. 4).

Рис.5 Крепление труб в трубной решетке развальцовкой с последующей отбортовкой

Конец трубы, вставленной с минимальным зазором в отверстие трубной решетки, расширяется изнутри раскаткой роликами специального инструмента, называемого вальцовкой.

По [1, табл. 2.8] в соответствии с ГОСТ 26291-94 принимаем минимальную толщину стенки корпуса S = 6 мм.

2.3 Выбор конструктивной схемы поперечных перегородок и расстояния между ними. Отбойники

Применяем внутренние поперечные перегородки с диаметрально чередующимся в них сегментными средами для поддержания расстояния между трубами (рис. 6).

Рис.6 Конструктивная схема поперечных перегородок

Диаметр отверстий для труб в перегородках 28 мм [1. с. 57]. Номинальный диаметр поперечных перегородок Dп=310 мм [1. с.58].

Неподвижные трубные решетки занимают место во впадинах фланцев корпуса и крышек (рис. 7).

Рис. 7 Узел крепления неподвижной трубной решетки: 1 - решетка трубная; 2 - фланец; 3 - прокладка; 4 - трубка теплообменная; 5 - кожух; 6 - крышка.

Для того чтобы теплообменники лучше работали, необходимо обеспечить минимальный зазор между корпусом и перегородкой. Номинальный диаметр Dп поперечных перегородок принимают в зависимости от внутреннего диаметра аппарата [1, с. 58]: Dп = 310 мм при D=315 мм. Максимальное расстояние между перегородками принимаем по [1, с. 58] равным 800 мм, а минимальная толщина перегородок [1, с. 59] 8 мм.

Взаимное расположение поперечных перегородок фиксируют несколькими стяжками между ними. Стяжки придают пучку жесткость и дополнительную прочность, обеспечивают удобства его сборки. Они представляют собой тяги из круглого прутка, пропущенные через отверстия перегородок и трубных решеток. В промежутке между перегородками надеты распорные трубки. Число стяжек принимаем в зависимости от диаметра аппарата [1, с. 59]:

диаметр стяжек - 12 мм,

число стяжек - 4.

При входе среды (пара) в межтрубное пространство теплообменника часто устанавливают отбойник, который защищает от местного износа трубы, расположенные против входного штуцера (рис. 7).

Рис. 8 Схема размещения отбойника

Отбойник выполняют в виде круглой пластины. Его размер должен быть не меньше внутреннего диаметра штуцера D1, т.е. [1, с. 59].

20),

D = 200+15=215 мм.

Отбойник не должен создавать излишнее гидравлическое сопротивление, поэтому расстояние от внутренней поверхности корпуса до отбойника должно быть [1, с. 59]:

, мм.

2.4 Выбор крышек и днищ аппарата

Крышки и днища теплообменных аппаратов выбираем в зависимости от диаметра кожуха. Наиболее распространенной формой днищ и крышек является эллиптическая форма с отбортовкой на цилиндр (рис. 8).

Рис. 9 Днище эллиптическое с отбортовкой

По [3, табл. 16.1] выбираем размеры днища эллиптического отбортованного стального диаметром 800 мм:

Sd = 6 мм, Нd = 81 мм, hу = 25 мм.

Днище 325 х 6-25 ГОСТ 481-58 [3, табл. 16.1].

Выбранное днище используем для изготовления входной и выходной крышек аппарата.

Марка стали - 09 Г 2 С [3, табл. 16.1].

2.5 Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и крепежных элементов

Присоединение трубопроводов к теплообменным аппаратам бывает разъемным и неразъемным. Разъемное присоединение труб осуществляется при помощи фланцевых резьбовых штуцеров. При диаметре трубопроводов более 10 мм применяют фланцевые штуцеры.

Диаметр штуцера зависит от расхода и скорости теплоносителя [1, с. 64]:

, (12)

где V - объемный расход теплоносителя, м3/с;

- скорость движения теплоносителя в штуцере, м/с;

S - площадь поперечного сечения штуцера, м2, .

Скорости движения теплоносителей в штуцерах выбирают по [1, табл. 1.4], принимая их несколько большими, чем в аппарате.

Диаметр штуцера:

, (13)

Диаметр штуцеров для входа и выхода воды рассчитываем по уравнению (13), принимая скорость движения воды в штуцерах равной 2,0 м/с.

м.

Принимаем dш = 50 мм.

Диаметр штуцеров для насыщенного водяного пара и конденсата, расход которых D = 6,24·10-1 кг/с.

Тогда объемный расход пара:

м3/с,

а конденсата:

м3/с.

Тогда, принимая скорость пара в штуцере м/с, получаем:

м.

Принимаем dп = 100 мм.

Скорость конденсата в штуцере м/с, тогда

м.

Принимаем dк = 32 мм.

Принимаем штуцера со стальными плоскими приварными фланцами с соединительным выступом (тип 1 - рис. 10).

Рис. 10 Фланец для штуцеров

Выбираем по Dу и ру = 0,6 МПа [3, табл. 21.9].

Основные размеры фланцев:

· фланцы штуцеров для ввода и вывода воды - Фланец 50-3 ГОСТ 1255-67: Dу = 50 мм, Dб =110 мм, Dф = 140 мм, h = 13 мм, z = 4 шт, dб =12мм;

· фланец штуцера для ввода водяного пара - Фланец 100-3 ГОСТ 1255-67: Dу =100 мм, Dб = 170 мм, Dф = 205 мм, z = 4 шт, h = 15 мм, dб = 16 мм;

· фланец штуцера для вывода конденсата - Фланец 30-3 ГОСТ 1255-67: Dу =32 мм, Dб = 90мм, Dф = 120 мм, h = 15 мм, z = 4 шт, dб = 18 мм.

Для присоединения крышек к корпусу аппарата используем тип 2 диаметром 325 мм (рис. 10).

Рис. 11 Фланец для аппарата

По [3, табл. 21.9] выбираем основные размеры фланцев для аппарата: фланец I-325-3 ГОСТ 1235-67: Dб = 395 мм, Dф = 435 мм, h = 20 мм, dб = 20 мм, z = 12т; прокладка - паронит ГОСТ 481-80.

2.6 Проверка необходимости установки компенсирующего устройства

Жесткое крепление трубных решёток к корпусу аппарата и труб в трубной решетке обуславливает возникновение температурных усилий в трубах и корпусе (кожухе) при различных температурах их направления и может привести к нарушению развальцовки труб в решетках, продольному изгибу труб и другим неблагоприятным явлениям.

В случае если трубы нагреваются сильнее, чем кожух, они становятся длиннее кожуха и давят на трубные решетки, стремясь удлинить и сам корпус (кожух). Если напряжения, возникающие при этом в материале трубок и кожуха, превышают допустимые, то появляется необходимость установки компенсирующего устройства (линзы, плавающей головки и т.п.).

По данным [1 табл.1.7] допускаемая разность температур кожуха и труб (не требующая установки компенсирующего устройства) при давлении Рy 1,6 МПа составляет 60 оС.

Для рассматриваемого теплообменного аппарата температура стенки трубок

0С.

(см. подраздел 1.7), а минимальная температура кожуха может быть принята равной температуре пара, т.е. tст (к) = 133 оС.

Разность температур кожуха и трубок

0С,

следовательно, установка компенсирующего устройства не требуется.

2.7 Опоры аппарата

Химические аппараты устанавливают на фундаменты или специальные несущие конструкции при помощи опор. Тип опоры выбирают в зависимости от конструкции оборудования, нагрузки и способа установки. При установке вертикальных аппаратов широко применяются лапы на полу или на фундаментах. При наличии нижних опор аппарат устанавливают на три или четыре точки, при подвеске между перекрытиями - на три лапы и более.

Расчетную нагрузку, воспринимаемую опорой аппарата, определяют по максимальной силе тяжести его в условиях эксплуатации или гидравлического испытания (при заполнении аппарата водой) с учетом возможных дополнительных внешних нагрузок от силы тяжести трубопроводов, арматуры и т. д. Вес аппарата (с жидкостью) делится на число "лап", и по допустимой нагрузке на опору выбирают ее основные размеры по [1, табл. 2.13].

Принимаем число лап равным 3, а допустимую нагрузку равную 4000 Н. По [1, табл. 2.13] выбираем основные размеры опор вертикального аппарата при допустимой нагрузке 4000 Н: a=75 мм, a1=95 мм, b=95 мм, с=20 мм, c1=50 мм, h=140 мм, h1=10 мм, S1=5 мм, k=15 мм, k1=25 мм, d=12 мм.

Рис. 12 Опора вертикального аппарата

3. Гидравлический расчет

Цель гидравлического расчета - определение величины сопротивлений различных участков трубопроводов и теплообменника и подбор насоса, обеспечивающего заданную подачу и рассчитанный напор при перекачке воды.

Теплоносители должны подаваться в теплообменный аппарат под некоторым избыточным давлением для того, чтобы преодолеть гидравлическое сопротивление аппарата и системы технологических трубопроводов за аппаратом, переместить теплоноситель из одной точки пространства в другую (например, поднять его) и иметь возможность сообщить ему дополнительную скорость. При этом теплоноситель должен обладать достаточной энергией в заданной точке технологической схемы.

Потери энергии жидкостью и газами при их движении, обусловленные внутренним трением, определяют величину гидравлического сопротиления [1, с. 79].

3.1 Расчет гидравлических сопротивлений трубопроводов и аппаратов, включенных в них

Теплообменные аппараты включаются в трубопроводы, входящие в состав насосных установок, образующих технологические схемы различных пищевых или химических отраслей промышленности. Расчету принадлежит схема насосной установки, предлагаемая в задании на проектировании.

Различают два вида гидравлических сопротивлений (потерь напора): сопротивление трения и местные сопротивления: и . Для расчета потерь напора по длине пользуются формулой Дарси-Вейсбаха [2]:

,

где - гидравлический коэффициент трения;

- длина трубопровода, по которому протекает теплоноситель, м;

d - диаметр трубопровода, м;

- скоростной напор,м.

Для расчета потерь напора в местных сопротивлениях применяют формулу Вейсбаха:

,

где - коэффициент местных сопротивлений;

- скоростной напор за местным сопротивлением.

3.1.1 Разбивка трубопровода насосной установки на участки:

Гидравлическому расчету подлежит схема, представленная на рис. 12.

Рис. 12 - Схема насосной установки

1 -емкость; 2 - насос; 3 - теплообменник; 5 - стерилизуемый аппарат.

Трубопровод состоит из всасывающей и напорной линий. Всасывающая линия - трубопровод от нижней части емкости до насоса. Напорная линия - участок трубопровода от насоса до теплообменника, теплообменник 3, участок от теплообменника 3 до стерилизуемого аппарата 4.

3.1.2 Определение геометрических характеристик участков трубопровода, скоростей и режимов движения в них теплоносителя

Диаметры всасывающего и напорного трубопроводов определим из уравнения расхода (12), принимая по [1, табл. 1.4] скорость во всасывающем трубопроводе м/с, а в напорном - м/с.

м.

По ГОСТ 8732-78 [4, таб. 2.34] выбираем трубу для всасывающего трубопровода диаметром 70 мм.

Скорость движения воды на всасывающем участке трубопровода:

м/с,

а режим движения

- турбулентный, так как Re>104 [6, с.43].

где м2/с - кинематический коэффициент вязкости при t=140С.

 м

По ГОСТ 8732-78 [4,таб. 2.34] выбираем трубу для напорного трубопровода диаметром 50 мм.

Скорость движения воды на напорном участке трубопровода

м/с.

Режим движения воды на напорном участке трубопровода от насоса до теплообменника

- турбулентный, так как Re>104 [6, с. 43].

Режим движения воды на напорном замкнутом участке трубопровода, включающего теплообменник и стерилизуемый аппарат.

- турбулентный, так как Re>104,

где м2/с - кинематическая вязкость воды при t = 92°С

3.1.3 Расчет сопротивлений трубопроводов и аппаратов, включенных в них

Всасывающий участок трубопровода

При турбулентном режиме движения гидравлический коэффициент трения может зависеть и от числа Рейнольдса, и от величины шероховатости трубы.

Рассчитаем гидравлический коэффициент трения для гидравлически гладких труб по формуле Блазиуса:

. (14)

.

Проверим трубу на шероховатость, рассчитав толщину вязкого подслоя и сравнив ее с величиной абсолютной шероховатости стальной бесшовной новой трубы: ,

м,

, значит, труба гидравлически гладкая и . На всех остальных участках трубопровода будем считать трубы гидравлически гладкими.

По формуле Дарси-Вейсбаха

, (15)

м.

Согласно схеме насосной установки (рис. 12) на всасывающей линии имеются следующие местные сопротивления: два плавных поворота на 90- ,[1, табл. 3.3]. Следовательно, , а по формуле Вейсбаха:

 , (16)

где - коэффициент местных сопротивлений;

- скоростной напор за местным сопротивлением.

м.

Суммарные потери напора на всасывающем участке трубопровода:

м.

Участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника

м.

Согласно расчетной схеме (рис. 12) на напорном участке трубопровода от насоса до теплообменника имеется два местных сопротивления: два плавных поворота - [1, табл. 3.3].

Поэтому

м.

Суммарные потери напора на участке напорного трубопровода от насоса до теплообменника:

м.

Теплообменник

м.

Определим напор, теряемый в местных сопротивлениях теплообменника (рис. 13).

Рис. 13 - Коэффициенты местных сопротивлений теплообменника

Предварительно вычислим площади потока в раз