F = Q/ α₂ * Δt_ср * ή_з,

     где ή_з – коэффициент загрязнений (ή_з = 0,7-0,9),

     F = 1248,5 / 3,06*20*0,8 = 1248,5/48,96 = 25,5 м².

     Выбираем  тип теплообменника ТК ГОСТ 15118-79 для  нагревания – охлаждения.

12. Исходя из того, что длина теплообменника лежит в пределах 1,5-4 м, для компоновки трубного пучка принимается число ходов продукта по трубам подогревателя, число  ходов может быть 2, 4, 6 (в первом приближении принимается произвольно). Пусть  Zм = 6. 
13. Средняя длина трубки одного хода:

     l´  = F / π* d_н * Z_м, м,

     l´  = 25,5 / 3,14*0,035*10*6 = 25,5/6,594 = 3,9 м.

14. Расход пара на подогрев продукта составляет:

     G_п = Q / (ι″ - ι′) * x, кг/ч,

     где x – сухость водяного пара.

     G_п = 1248,5 / (2707-504,8)*0,9 = 0,63 кг/с.

15. Число отверстий под трубки в трубной доске:

     N₀ = Z_м*n,

     N₀ = 10*6 = 60 отверстий.

16. Число труб, размещенных на диаметре трубной решетки (наибольшей диагонали шестиугольника):

     n_d = ³√ (4F_р / 3t*f*β),

     где β – отношение высоты или длины  теплообменника к его диаметру:                 

     β = Н/D = L/D,   β = 3-5, примем β = 3;

     t- шаг размещения трубок, м.

     n_d = ³√ 4*25,5 / 3*0,044*0,144 = ³√ 5368 = 17,51 ≈18.

17. Внутренний диаметр корпуса:

     D_в = N₀* d_н,

     D_в = 60*0,035 = 2,1 м.

     Пусть трубки на трубной решетки закреплены сваркой, тогда t = 1,25d_н,

     t = 1,25*0,035 = 0,044 м.

     f – поверхность одного метра  трубы принятого диаметра, м²:

     f = 2πr(r+h)/3 = 2*3,14*0,0175*(0,0175+3,9)/3 = 0,144.

     

18. Внутренние  диаметры кожухов, изготовленных сваркой, рекомендуется принимать от 400 до 3000 мм через каждые 200 мм. Если корпус выполняется из труб, то наружный диаметр  выбирают равным 159, 273 или 325 мм.  Пусть  внутренний диаметр кожуха равен 3000 мм = 3 м, а наружный корпуса – 325 мм = 3,25 м.
19. Общее число труб, размещаемых в пределах правильного шестиугольника,

     n = 0,75(n_d² – 1) + 1,

     n = 0,75*(18² - 1) + 1 = 243,25 ≈ 244.

20. Диаметр трубной решетки или внутренний диаметр кожуха теплообменника для многоходового теплообменника:

     D_вн = 1,1t √ n/η, где η = от 0,6 до 0,7.

     D_вн = 1,1*0,044*√ 244/0,6 = 0,05*20,14 = 1,007 м

21. Полная высота теплообменника, м:

     Н = l + 2δ +2h,

     где δ – толщина трубной решетки, м; h – высота предтрубной камеры, м; конструктивно принимают от 200 до 400 мм, примем h = 300 мм = 0,3м.

     Н = 3,9 + 2*1,26*10^-3  + 2*0,3 = 3,9  + 2,52*10^-3  + 0,6 =  4,5 м.

22. Число ходов в межтрубном пространстве:

     Ζ_мтр = 0,785[(D_вн – nd_н²)ρω_мтр] / G_мтр,

     где S_мтр – проходное сечение межтрубного пространства кожухотрубного аппарата (без перегородок), м²:

     S_мтр = 0,785(D_вн² – nd_н²),

     S_мтр = 0,785( 1,007² – 244*0,035²) = 0,56 м²,

     S – живое сечение прохода теплоносителя,  м²:

     S = G/ωρ,

     S = 3,36/0,68*1014 = 0,005 м².

     h = 0,56 / 1,007*(1 – 0,035/0,005) = 0,093 м = 93 мм.

     Ζмтр = 0,785[(2,12 – 244*0,0352)1014*0,68] / 3,36 = 0,785*2834,62/3,36 = 662.

     23. Расстояние между сегментными  перегородками межтрубного пространства:

     h = Sмтр/[D(1 – dн/S)],

     2. Гидравлический расчет

     Гидравлический  расчет выполняется для определения  потерь давления и затрат энергии  на преодоление этих потерь.

     1. Общие потери давления определяются:

     ΔΡ = ΔΡ_тр + ΔΡ_мс

     или напора

     h_п = h_тр + h_мс, где

     ΔΡ_тр (h_тр ) – потери давления (напора) на преодоление сопротивлений трения при движении теплоносителей через каналы установки,

     ΔΡ_мс (h_мс) – потери давления (напора) на преодоление местных сопротивлеий.

     

     

     2. Конечное уравнение для расчета  потерь давления (напора) имеет вид: 

     ΔΡ_общ = ΔΡ_тр + ΔΡ + ΔΡ_г,

     Н_общ = h_тр + h_а + h_г,

       где 

     ΔΡ_тр (h_тр) – потери давления (напора) а проводящих и отводящих трубопроводах, Па, мм вод. Ст.;

     ΔΡ (h_а) – потери давления (напора) в теплообменнике, Па, мм вод. ст.;

     ΔΡ_г – потери давления при подъеме жидкости на высоту h_г, Па.

     ΔΡ_тр = λ*l/d_э*ρω²/2,

     ΔΡ_тр = 0,295*(3,9/3,9)*(1014*0,68²)/2 = 69,160 Па = 0,069 кПа, где

     λ – коэффициент трения, значение которого зависит от режима течения  среды и от относительной шероховатости  канала, при турбулентном режиме    (Re = 22368) определяют зону трения:

     e = Δ/d_э = 0,02*10^-3/3,9 = 0,005*10^-3 – относительная шероховатость стенок трубы (канала),

     Δ – абсолютная шероховатость, м, для  новых чистых  стальных бесшовных  труб Δ = 0,01-0,02 мм = 0,02*10^-3 м, примем Δ = 0,02*10^-3 м.

     e = 0,02*10^-3/3,9 = 0,05*10^-3,

     560/e = 560/0,05*10^-3 = 11200 < Re => автомодельная зона трения =>

     λ  = 1,1*(0,005*10^-3)^0,25 = 1,1*0,268*10^0,75 = 0,295

     ΔΡ = (λ*l/d_э + Σξ)*ρω²/2, где

     Σξ  – суммарный коэффициент местных  сопротивлений,

     Σξ = 0,2+1,0+1,0+1,0+1,5 = 4,7.

     ΔΡ = (0,295*3,9/3,9 + 4,7)*1014*0,68²/2 = 1171,03 Па = 1,17 кПа,

     ΔΡ_г = ρgh_г,

     ΔΡ_г = 1014*9,81*3,9 = 38794,63 Па = 38,794 кПа.

     ΔΡ_общ = 0,069 + 1,17 + 38,794 = 40,033 кПа = 40033 Па.

     3. Мощность, затрачиваемая на перемещение  продукта, или мощность на валу  насоса:

     N_н = G*ΔΡ_общ/ρη, где

     η – КПД насоса, примем η = 0,6.

     N_н = 3,36*40033/1014*0,6 = 221,09 Вт = 0,22 кВт.

     4. Мощность электродвигателя, кВт:

     N_дв = N_н*10^-3 * η_дв*η_п, где

     η_дв – КПД двигателя,

     η_п – КПД передачи от двигателя к насосу, пусть η_п = 0,8.

     N_дв = 221,09*10^-3/0,8*0,6 = 0,46 кВт.

     На  основе проведенных расчетов подбираем  консольный насос марки ХМ2/25 n = 2900 об/мин и электродвигатель для него тип 4А71В2 мощностью 1,1 кВт. 
 

 

      2.6 ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ВЫПАРНОГО АППАРАТА 

     Сопротивление движению жидкости в выпарном аппарате складывается из потерь на трение ΔР_тр и местные сопротивления ΔР_м.с.

     ΔР_общ.ВА = ΔР_тр + ΔР_м.с. = 13973+1358,2=15331,2 Па.

     Потери  на трение

     

     где λ – коэффициент гидравлического  трения для шероховатых труб

     

,

     где r – внутренний радиус труб

     r =(38-4)/2=17 мм;

     Δ – шероховатость стенок труб, принимаем  Δ=0,2 мм;

     w – скорость молока в трубном пространстве, для аппаратов с естественной циркуляцией принимаем w = 2.5м/с (максимальная).

     Тогда

     

     Потери  на местные сопротивления

     

     где ξ – сумма коэффициентов местных  сопротивлений.

     ξ=2 ξ₁+2 ξ₂=2*1,5+2*1=5,0,

     где ξ₁=1,5 – вход и выход из камеры;

           ξ₂=1,0 – вход и выход из трубок.

     

.

 

     ЗАКЛЮЧЕНИЕ 

     В данной курсовой работе представлен  процесс выпаривания молока.

     В ходе выполнения курсовой работы были получены навыки по расчету материального  и теплового баланса выпарного  аппарата, был выполнен конструктивный расчет аппарата, расчет кожухотрубного конденсатора и кожухотрубного подогревателя, был произведен гидравлический расчёт выпарного аппарата.

     В графической части проекта представлена технологическая схема установки.

     В результате можно сказать, что выпарной аппарат с естественной циркуляцией находит широкое применение в пищевой промышленности.

 

     СПИСОК  ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 

1. Борисов, Г.С. Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию / Г.С. Борисов, В.П. Брыков, Ю.И. Дытнерский и др. Под ред. Ю.И. Дытнерского, 4-е изд., стереотипное. М.: ООО ИД «Альянс», 2008-496с.
2. Чубик, И.А. Справочник по теплофизическим константам пищевых продуктов и полуфабрикатов / И.А. Чубик, А.М. Маслов. – М.: Пищевая промышленность, 1965. – 156с.
3. Технологический регламент по производству яблочного сока.
4. Павлов, К. Ф., Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов

 химической технологии /К.Ф. Павлов, Романков П. Г., Носков А. А. – 8-е изд., перераб. и доп. – Л.: Химия, 1976. – 552с.