Технико-экономическое обоснование рафинации рапсового масла

∑ ξ=3 ξ1+2 ξ2+ ξ3                                                                                                            (2.67)

∑ ξ =3*0,09+2*4,855+1=11,04

Потерянный напор на нагнетательной линии:

hп.наг.=( +∑ ξмс)*,                                                                                        (2.68) hп.наг=(= 5,998м.

Общие потери напора:

hn = hn.ВС +h п. наг                                                                                                 (2.69)

hn =1,423 + 5,998 =7,421 м.

в) Напор насоса

Н=+Hг+Нп                                                                                                    (2.70)

Где:

-давление в аппарате, из которого перекачивается жидкость;

- давление в аппарате, в который подается жидкость;

=9,81 м/с2 - ускорение свободного падения;

Нп - суммарные потери напора во всасывающей и нагнетательной линиях;

Нг=2,5 м -геометрическая высота подъема масла.

Н=+2,5+9,43=34,08 м.

Подобный напор при заданной производительности обеспечивается центробежным насосом.

г) Полезная мощность

 Nn = pgQH,                                                                                                          (2.71)

где Q-подача;

Н - напор насоса.

Nn =860*9,81 * 0,002 * 34,08 = 564,27 Вт = 0,564 кВт.

Мощность на валу двигателя:

Nh =                                                                                                              (2.72)

где NП - номинальная мощность насоса, кВт;

Nдв - мощность двигателя, кВт;

ἠн= 0,4 - КПД насоса;

ἠпер-1 - КПД передачи от электродвигателя к насосу.

Nh = =1,41 kBт.

д) Выбор насосного агрегата

Выбираем насосный агрегат                                                                                         [9, с.55]

Насос марки Х45/54

Подача 1,25*10-2 м3/с

Напор 42 м вод. ст

Мощность насоса 2 кВт

КПД 60%

Электродвигатель А02-71-2

Частота оборотов 48,3 с-1

 

2.9.4 Расчет холодильника

 

Кожухотрубчатый холодильник позиции 12 предназначен для охлаждения масла.

Для расчета холодильника задаемся исходными данными:

G1= 2,0 кг/с-расход масла;

t1н = 90ºC, t1к = 60 °С

t1= 0,5 (t1н + t1к) = 15°С

р1= 860 кг/м3;

λ1= 0,662 Вт/(м*К);

μ1 = 0,00054 Па; 

с1 = 4190 Дж/(кг*К);

β1= 0,00048 К-1.

Охлаждение осуществляется водой с t2н = 20 °С и t2к = 40 °С.

1) Определение тепловой  нагрузки:

Q = 2,0*4190(90— 60)= 251 400 Вт

2) Расход воды определяем  из уравнения теплового баланса:

G2==21,8 кг/с

где  4180 Дж/(кг*К) — теплоемкость воды с2, при ее средней температуре t2 = 0,5 (t2Н + t1K) = 15°.

3) Среднелогарифмическая разность температур в теплообменнике:

 

∆ tср.лог.==28,6 град

Ориентировочный выбор теплообменника.

Решение вопроса о том, какой из теплоносителей направлен  в трубное пространство, определяется его давлением, коррозионной  активностью, способностью загрязнять поверхности теплообмена и др. Рассматриваемый пример относится к такому случаю когда  масло целесообразно направить в трубное пространство, а охлаждающую воду — в межтрубное.

Примем ориентировочное значение Re10p=15 000, соответствующее развитому турбулентному режиму течения в тpyбe. Очевидно, такой режим возможен в теплообменниках, у которых число труб п, приходящееся на один ход по трубам диаметре dH = 20× 2 мм, равно 9

Для труб диаметром dH = 25× 2 мм:

Минимальное ориентировочное значение коэффициента телопередачи, соответствующее турбулентному течению теплоносителей, равно                    [9, табл. II. 1]

Кор = 800 Вт/(м2*К).

При  ориентировочном  значение поверхности теплообмена составит:

Fop =79,5м2

Как видно из табл. II.3 [9, с.25], теплообменники с близкой поверхностью имеют диаметр кожуха 600—800 мм. При этом  многоходовые аппараты с числом ходов z=4 или 6 имеют соотношения n/z, близкие к 50. 

В многоходовых теплообменниках средняя движущая сила несколько меньше, чем в одноходовых следствие возникновения, смешанного взаимного направления движения теплоносителей.

Соответствующую поправку для средней  разности температур определим по рис. II.1,а [9, с.21]:

Р==0,5                                      

R==1,5

ξ∆t=0,77 и ∆tср=28,6*0,77=22,00С

С учетом этих оценок ориентировочная поверхность составит:

Fор==103,5 м

Теперь имеет смысл провести уточненный расчет следующих вариантов (табл. 11.3).

D = 600 мм, dн = 25x2 мм, z=4, n/z = 206/4 = 51,5

5)Уточненный расчет поверхности  теплопередачи:

                                                   (2.73) [9, с.32]

 

 Pr1==                                                                                (2.74)

 

Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен

 1= 023*1310008*3.40,4 = 2 360 Вт/(м2*К)

Поправкой (Pr1/PrcT1)0,25- здесь можно пренебречь, так как разносность температур t1 и tСт невелика (менее ∆ t ср = 28,60)

Минимальное сечение потока в межтрубном пространстве (табл. II.3) SМтр = 0,040 м2, ;

Коэффициент теплоотдачи в воде составит:

2=0,24*16 9600,9 0,6*5,430,36 = 3 785 Вт/(м2* К)

В соответствии с табл. II.2 примем термические сопротивления загрязнений равными r31= r32 = 1/5800 м2*К/Вт. Теплопроводность материала труб ст = 17,5 Вт/(м*К). Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна:

∑= + +=0,000458 м2*К/Вт

Коэффициент теплопередачи равен:

К=1/( + +0,000458)=847 Вт/(м2* К)

Требуемая поверхность составляет:

F==94,6 м2

Из табл. II.3 [9, с.25] следует, что из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной L=6,0 м и номинальной поверхностью Fik = 97 м2. При этом запас:

∆=*100=2,54%

Выбираем кожухотрубчатый холодильник со следующими параметрами:

D=600 мм;

L=6000 мм;

Z=4