расчет абсорбера. ПЗ. Курсовой проект 78 с., 1 рис., 2 табл., 7 источников
![]()
|
Вывод: в данном разделе мы определили объемный расход газа V = ![]() ![]() 7 Расчет плотности орошения и активной поверхности насадки Плотность орошения (скорость жидкости) рассчитывают по формуле: ![]() где ![]() ![]() L – массовый расход поглотителя (этиленгликоль), кг/с; ![]() ![]() Отсюда ![]() При недостаточной плотности орошения и неправильной организации подачи жидкости поверхность насадки может быть смочена не полностью. Но даже часть смоченной поверхности практически не участвует в процессе массопередачи ввиду наличия застойных зон жидкости или неравномерного распределения газа по сечению колоны. Существует некоторая минимальная эффективная плотность орошения Umin выше которой всю поверхность насадки можно считать смоченной. Для насадочных абсорберов минимальную эффективную плотность орошения Umin находим по соотношению: ![]() где qэф – эффективная линейная плотность орошения, м2/с.qэф =0,022· ![]() По формуле (7.2) минимальная эффективная площадь орошения равна: ![]() U > ![]() 8 Расчет коэффициентов массоотдачи Для регулярных насадок коэффициент массоотдачи в газовой фазе ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() dЭ – эквивалентный диаметр насадки, м; l – высота элемента насадки, м. Тогда, учитывая выражение (8.2), находим ![]() ![]() где ![]() Определим критерий Рейнольдса: ![]() где ω – рабочая скорость газа в абсорбере, м/с; dЭ – эквивалентный диаметр насадки, м; ![]() Vсв – доля свободного объема, м3/м3; ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Vсв ![]() ![]() Приведем ![]() ![]() ![]() Критерий Рейнольдса согласно (8.4) равен: ![]() Критерий Прандтля определим по формуле: ![]() где ![]() ![]() ![]() Коэффициент диффузии этиленгликоля в газе можно рассчитать по уравнению: ![]() где vэт и vг – мольные объемы этиленгликоля и метана, см3/моль; МЭТ и МГ – мольные массы соответственно этиленгликоля и метана; P – давление (абсолютное), атм. Vэт и vг находим следующим образом: O=7,4 см3/атом; C=14,8 см3/атом; H=3,7 см3/атом; vэт=7,4·2+3,7·6+14,8·2=66,6 см3/моль vГ=14,8+3,7·4=29,6 см3/моль; МЭТ и МГ находим следующим образом: O=16; C=12; H=1; МЭТ=12·2+1·6+16·2=62 МГ=12+1·4=16 Подставив в формулу (8.7) найденные значения, получим ![]() Определим критерий Прандтля по формуле (8.6): ![]() Определим коэффициент массоотдачи в газовой фазе по формуле (8.3): ![]() Выразим βy в выбранной для расчета размерности: ![]() Коэффициент массоотдачи в жидкой фазе βx находят из обобщенного уравнения, пригодного как для регулярных, так и для неупорядоченных насадок: ![]() где ![]() ![]() ![]() Отсюда βx (в м/с) равен: ![]() где ![]() ![]() Определим критерий Рейнольдса: ![]() где ![]() ![]() σ – удельная поверхность насадки, м2/м3; ![]() Плотность орошения определили по формуле (7.1): ![]() ![]() ![]() ![]() Отсюда ![]() ![]() Приведенную толщину стекающей пленки жидкости определим по формуле: ![]() где ![]() ![]() ![]() Отсюда имеем ![]() Критерий Прандтля определим по формуле: ![]() Коэффициент диффузии воды в этиленгликоле ![]() ![]() где ![]() M – молекулярная масса растворителя (этиленгликоля); T – температура процесса абсорбции, К; ![]() ![]() ![]() М = 12·2+1·6+16·2=62 кг/кмоль; Т = 306 К; ![]() vэт=7,4·2+3,7·6+14,8·2=66,6 см3/моль Подставив значения в формулу (8.13), получим ![]() Определим критерий Прандтля по формуле (8.12): ![]() Определим критерий массоотдачи в жидкой фазе по формуле (8.9): ![]() Выразим ![]() ![]() Найдем коэффициент массопередачи по газовой фазе по формуле (5.1): ![]() 9 Расчет поверхности массопередачи и высоты абсорбера Поверхность массопередачи в абсорбере определяется по формуле: ![]() где M – производительность абсорбера по поглощаемому компоненту, кг/с; Ky – коэффициент массопередачи по газовой фазе, кг/м2 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Подставив в (9.1) имеющиеся значения, получим ![]() Высоту насадки, требуемую для создания этой поверхности массопередачи, рассчитаем по формуле: ![]() где ![]() σ – удельная поверхность насадки, м2/м3; D – диаметр абсорбера, м; ![]() ![]() ![]() D = 1,2 м При U<0,003м3(м2 ![]() ![]() Поставив численные значения в (9.2), получим: ![]() Плотность насадки составляет 670 кг/м3, для сокращения действия массы насадок на решетки в скруббере используем два последовательно соединенных скруббера и соответственно высоту насадки для каждого скруббера принимаем 5м, следовательно, общая высота насадки составит 10 м. 10 Расчет гидравлического сопротивления абсорбера Величина гидравлического сопротивления колонных аппаратов (ректификационных, абсорбционных, экстракционных) влияет на технологический режим работы аппарата. При расчете колонн определяют гидравлическое сопротивление аппарата, для того чтобы выбрать оптимальные скорости фазовых потоков, обеспечивающих эффективный массообмен. По гидравлическому сопротивлению колонны подбирают вентилятор, компрессор или насос для подачи газов и жидкостей, обеспечивающих скорость движения фаз. Величину ΔP находят по формуле: ![]() где ![]() ![]() b=144 – коэффициент. Гидравлическое сопротивление сухой насадки ![]() ![]() где λ – коэффициент сопротивления насадки; H – высота насадки, м; ![]() ![]() ![]() Скорость газа в свободном сечении насадки определим из соотношения: ![]() где ![]() Vсв – доля свободного объема, м3/м3. ![]() Vсв = 0,72 м3/м3 Отсюда ![]() λ – коэффициент сопротивления насадки, учитывающий суммарные потери давления на трение и местные сопротивления насадки. Коэффициент сопротивления регулярных насадок находят по уравнению ![]() где ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Подставляем полученное значение в (10.4): ![]() Гидравлическое сопротивление сухой насадки равно (формула 10.2) ![]() Отсюда ![]() ![]() 11 Расчет толщины стенки сосуда и патрубков 11.1 Определение основных геометрических параметров аппарата По заданным параметрам: высоте насадок и диаметру аппарата определяем его объем. ![]() Рассчитываем объем аппарата по реально принятым значениям Hи Dвн: ![]() 11.2 Расчет толщины стенки цилиндрической обечайки, люка и патрубков (штуцеров) 11.2.1 Расчетная толщина стенки цилиндрической обечайки ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() q=15 атм =0,95 ![]() Подставив в (11.2.1) имеющиеся значения, получим: ![]() Толщина стенки обечайки S, с учетом припусков на коррозию, рассчитывается по зависимостям: ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Номинальную толщину стенки принимаем равной 4 см, с учетом прибавок на коррозию и эрозию. 11.2.2 Толщина листа люка-лаза – ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Подставив в (11.2.2) имеющиеся значения, получим: ![]() ![]() ![]() Толщину листа для люка-лаза принимаем аналогично толщине стенки обечайки ![]() 11.2.3 Толщина стенки патрубка (штуцера). Принимаем материал патрубка (штуцера) такой же, как и обечайки. Расчетная толщина стенки патрубка ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Зная значение ![]() ![]() ![]() ![]() 11.3 Проверка прочности корпуса при гидроиспытании ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Подставив в (11.3) имеющиеся значения, получим ![]() Определение значений допускаемых напряжений текучести стали, при заданной рабочей температуре, приведены на рисунке 11. 1. Расчетную температуру определяют на основании теплотехнических расчетов или результатов испытаний. За расчетную температуру стенки сосуда или аппарата принимают наибольшее значение температуры стенки. При температуре ниже 20 °С за расчетную температуру при определении допускаемых напряжений принимают температуру 20 °С. ![]() Рисунок 11.1-Определение значений допускаемых напряжений текучести стали при заданной рабочей температуре 12 Расчет днищ сосудов нагруженных внутренним избыточным давлением. Эллиптические днища. ![]() Рисунок 12.1 – Эллиптическое днище ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Подставив в (12.1) имеющиеся значения, получим ![]() ![]() Зная значения ![]() ![]() ![]() ![]() 13 Расчет корпуса сосуда на прочность и устойчивость 13.1 Общие зависимости Рассмотрим цилиндрическую оболочку постоянной толщины под действием осесимметричных и температурных нагрузок (рисунок 13.1). ![]() Рисунок 13.1 Силовые факторы в сечениях цилиндрической оболочки 13.1.1 Уравнение радиального прогиба оболочки Если ![]() ![]() где ![]() E – продольный модуль упругости материала оболочки, кг/см2 h – толщина оболочки, см; ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() - легированная конструкционная сталь (низколегировання) ![]() Найдем цилиндрическую жесткость: ![]() Распределение температур по толщине стенки предполагается линейным. В поперечном сечении оболочки - сечении, перпендикулярном к оси (рисунок 13.1.1), на единицу длины действуют следующие силовые нагрузки: ![]() а - в поперечном сечении, б - в продольном сечении Рисунок 13.1.1- Напряжения в сечениях оболочки. 13.2 Расчет оболочек сосудов под давлением на прочность от температурных напряжений Нагрузки от температурных напряжений: Перерезывающая сила Q, кг/см: ![]() Подставив в (13.2) имеющиеся значения, получим ![]() Изгибающий момент ![]() ![]() Подставив в (13.3) имеющиеся значения, получим ![]() В продольном сечении (сечении, проходящем через ось) на единицу длины приходятся: -растягивающая сила ![]() Подставив в (13.4) имеющиеся значения, получим ![]() - изгибающий момент ![]() При отсутствии нагрева ![]() Напряжение изгиба в поперечном сечении распределяется по толщине стенки сосуда линейно, кг/см2 ![]() где ![]() Касательное напряжение в поперечном сечении, кг/см2 ![]() где ![]() В продольном сечении возникают нормальные напряжения растяжения, кг/см2: ![]() и изгиба, кг/см2 ![]() Нормальные напряжения в продольном сечении, кг/см2: ![]() где ![]() ![]() 13.3 Расчет оболочек сосудов под давлением на прочность Все сосуды, работающие под давлением, можно представить как короткие оболочки (обечайки), находящиеся под внутренним избыточным давлением с закрепленными в виде глухих заделок краями (верхнее и нижнее днища). Принципиальная расчетная схема представлена на рисунке 13.3. Для этого случая решения уравнения (13.1) представляются в виде ![]() ![]() ![]() ![]() Подставив в (13.12) имеющиеся значения, получим: ![]() Подставив в (13.13) имеющиеся значения, получим: ![]() Подставив в (13.14) имеющиеся значения, получим: ![]() где ![]() ![]() ( ![]() ![]() ![]() Зная угол ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Подставив в (13.15) имеющиеся значения, получим: ![]() ![]() Аналогично, подставим в (13.16) имеющиеся значения, получим: ![]() Подставив в (13.11) имеющиеся значения, получим ![]() Параметр ![]() ![]() где ![]() ![]() Изгибающий момент М(х), кг ![]() ![]() Подставив в (13.18) имеющиеся значения, получим: ![]() ![]() Напряжение изгиба в поперечном сечении распределяется по толщине стенки сосуда линейно, кг/см2 ![]() Подставив в (13.19) имеющиеся значения, получим: ![]() Наибольшие суммарные напряжения от изгибающих моментов и температурных нагрузок ,кг/см2; ![]() где ![]() ![]() Подставив в (13.20) имеющиеся значения, получим: ![]() ![]() Рисунок 13.3- Принципиальная расчетная схема обечайки сосуда. 13.4 Условие устойчивости сосуда Потеря несущей способности тонкостенных конструкций может происходить в результате внезапного роста прогибов и деформаций, когда внешние нагрузки достигают критических значений. Такое явление называют потерей устойчивости, оно связано с возникновением новых форм равновесия конструкции при значительных отклонениях от первоначального положения. Потеря устойчивости может возникнуть, когда в пластинках и оболочках образуются зоны действия сжимающих напряжений. При наличии в рабочих в каком-либо одном направлении пластинки и оболочки должны подвергаться расчету на устойчивость. Обычный расчет состоит в определении запаса устойчивости ![]() где ![]() котором возникает потеря устойчивости конструкции; ![]() Расчет на устойчивость сводится к определению критических нагрузок или напряжений, приводящих к потере устойчивости Предполагают, что при расчетных критических напряжениях материал в упругом состоянии, т.е. интенсивность напряжений ![]() где ![]() ![]() ![]() Если ![]() ![]() Если условие (13.22) не соблюдается, то в расчетных зависимостях следует заменить модуль упругости Е на касательный модуль упругости, который значительно меньше ![]() В приближенных расчетах можно принять, что пластическая неустойчивость наступает при работе материала конструкции в пластической области, то есть при условии ![]() 14 Упрощенный расчет фланцевых соединений 14.1 Типы фланцевых соединений Фланцевые соединения широко применяют в технике во всех отраслях промышленности — в оборудовании и для соединения трубопроводных магистралей. Фланцевые соединения можно подразделить на два основных типа: с не контактирующими фланцами (рис.14.1.а) и с контактирующими фланцами (рис.14.1, б). Наиболее распространен первый тип соединения (трубопроводы, сосуды и аппараты и т. п.). Они состоят из фланцев, стяжных деталей, достигающих в диаметре 200 мм и более, и, в большинстве случаев, включают уплотнительный элемент, который помещается между фланцами и может быть как пластичным, так и упругим. Соединения с контактирующими фланцами часто применяют в конструкциях, не требующих полной герметизации стыка (фланцы корпусов машин, редукторов и т. п.). Получили распространение фланцевые соединения с контактирующими стыками и с самоуплотняющимися прокладками, обеспечивающими герметичность. Такие соединения имеют меньшие габариты по сравнению с соединениями первого типа, но более сложны при изготовлении и монтаже. На рисунках 14.1- в и г показаны типы соединения фланца с патрубком (штуцером), на рисунке 14.1-д показаны типы фланцевых соединений - неконтактирущие фланцы с металлическим овальным уплотнением и мягкой прокладкой. ![]() Рисунок 14.1 - Основные типы фланцев Применяют свободные фланцы (рис. 14.2), а также фланцы, изготовленные вместе с трубой (корпусом) или присоединенные к трубе с помощью сварки, резьбы, развальцовки или заклепок (рис. 14.3). ![]() Рисунок 14.2 Свободные фланцы ![]() Рисунок 14.3 - Типы соединений фланцев с трубой Прокладки выполняют в виде плоского листа из паронита, картона, резины, фибры, фторопласта, меди и мягкой стали; применяют асбесто- металлические прокладки, металлические гофрированные и зубчатые, металлические линзовые прокладки и др. Во фланцевых соединениях с контактирующими фланцами используют самоуплотняющиеся прокладки в виде резиновых или металлических колец. 14.2 Упрощенный расчет фланца При проектировании аппаратов, как правило, выбирают фланцевые соединения с не контактирующими фланцами. Для предварительного выбора размеров деталей и проверки прочности фланцевых соединений с не контактирующими фланцами проводят упрощенный расчет. Основной расчетный случай Считаем, что в данной конструкции предварительно затянутое фланцевое соединение нагружено внешней продольной силой и фланцевые болты работают только на растяжение. Диаметр болта по заданному усилию нагружения выбирают, предварительно рассчитав по формуле: ![]() где q – рабочее давление, кгс/см2; z – число болтов; ![]() ![]() ![]() Расчётное усилие ![]() ![]() где ![]() q - рабочее давление среды, кг/см2. k - коэффициент затяжки определяется по таблице 14.2. ![]() ![]() ![]() Подставив в (14.2) имеющиеся значения, получим: ![]() Условие прочности фланцевых болтов ![]() где z – число болтов; d1 – внутренний диаметр резьбы принятого по справочнику болта, см; ![]() ![]() ![]() [ ![]() Подставив в (14.3) имеющиеся значения, получим: ![]() Таблица 14.2 – Определение значения коэффициента затяжки k
Расстояние между осями болтов (шаг болтов) обычно принимают при малых давлениях (q ![]() ![]() Предполагается, что h ![]() Изгибающий момент в этом сечении (на единицу длины), кг ![]() ![]() где ![]() ![]() l1 – расстояние от центра сечения АВ до оси болта, см; D1, – средний диаметр трубы в сечении АВ, см. ![]() ![]() ![]() Подставив в (14.4) имеющиеся значения, получим: ![]() ![]() Рисунок 14.5 – К расчёту фланцевых соединений с не контактирующими фланцами Если коническая втулка (или труба) очень жесткая по отношению к фланцу и сечение АВ не поворачивается, то ![]() ![]() ![]() где ![]() rтр – средний радиус трубы, см; DH и D – соответственно наружный и внутренний диаметры фланца, см. Напряжения изгиба в опасном сечении фланца (сечение АВ), кг/см2 ![]() где ![]() σВ – предел прочности материала фланца (при высокой температуре под σВ следует понимать предел длительной прочности), кг/см2; nB – коэффициент запаса прочности фланца, nB = 2,2. Из формулы (14.6) следует, что для снижения напряжений во фланцах целесообразно: а) приближать оси болтов к трубе (уменьшать l1), б) увеличивать толщину трубы в месте перехода к фланцу (размер S1). Однако при большой конусности (1:2) упрочнение получается чисто местным и максимум напряжений сдвигается к более тонкому сечению трубы. 14.3 Выбор уплотнений для фланцевых соединений Согласно рекомендациям выбираем неметаллические уплотнения для фланцевых узлов. |