Материал: розрахунки. печать

Г_Н = = = 3,08 – симплекси геометричної подібності.

Для проектованої мішалки

= 6 =6,53.

Це значення беремо для подальших розрахунків.

Уточнюємо потужність перемішування газорідинної системи

= 0,695 = 2,01 кВт, потужність перемішування, якщо немає аерації, становить

N_р = Eu_мρ_рn³d_м⁵ = 6,53·994·2,1³·0,63⁵ = 5,88 кВт

Отже, питома потужність перемішування газорідинної системи

= = 0,191 кВт/м³ приблизно дорівнює розрахунковій і проектована мішалка забезпечить потрібну швидкість масообміну.

За значенням N_р вибираємо привід перемішувального пристрою. Розрахункова потужність на валу мішалки N_в , знайдена за рівнянням

N_р-г= 0,695 N_р^0,9 практично не відрізняється від потужності N_р, оскільки під час перемішування малов’язких середовищ А₁ = 1, а впливом допоміжних пристроїв на потужність можна знехтувати ( ∑А₂ = 0). Номінальна потужність електродвигуна приводу з урахуванням ККД редуктора ( ƞ = 0,9) = = 6,534 кВт.

Вибираємо нормалізований вертикальний привід 5-75-18,8 МН 5855-66 з редуктором типу ВО-VI і електродвигуном 4A132S8Y3 потужністю 4 кВт.

Тепловий розрахунок. Для підтримання необхідної температури процесу ( t =35ºС) під час культивування мікроорганізмів потрібну відновити не тільки теплоту біохімічних процесів, й теплоту, що утворюється в результаті механічної енергії при перемішуванні з

питомою потужністю N_v =0,19 кВт/м³. За об’єму рідини V_р = 10,5 м³ теплове навантаження поверхні охолоджування

= ( 1,6 + 0,19) 10,5 = 18,8 кВт.

За вибраних параметрів охолодної води середній температурний напір

∆t_ср = = = 8,37ºС.

Для розрахунку поверхні охолоджування потрібно знати коефіцієнт теплопередачі К₀ = ,

де – коефіцієнт теплопередачі від рідини, що переміщується від стінки апарата, Вт/ (м²·К);

– коефіцієнт теплопередачі від стінки апарата до охолодної води, Вт/ (м²·К);

=0,01 – товщина стінки апарата, м;

–теплопровідність стінки, Вт/ (м²·К) ( для нержавіючої сталі марки 12 х 18Н10Т = 17,5 ).

Коефіцієнт розраховуємо за рівнянням

Nu = C₀Re_м^mPr^qΨ_DΨ_HΨ_hΨ_bΨ_BΨzΨ_sΨ_l3Ψ_D3

З урахуванням відхилення проектованого апарата від дослідженої типової конструкції по Г_DГ_Н ( впливом відхилення Г_В нехтуємо ) :

Nu = 0,76 Re_м^0,67Pr^0,33 Ψ_D Ψ_H =

= 0,76 Pr^0,33=

= 0,76 4,65^0,33= 6446,9

За значеннями Nu визначаємо = = 1439,2 Вт/(м² · К).

Для розрахунку температуру стінки умовно взято середньою між температурою середовища, що переміщується, і охолодною водою ( t_ст = 27ºС). Охолодна вода протікає спіральним каналом прямокутного перерізу ( n_стхb_сп= 0,25 х 0,08м ), площа якого f =0,02 м², а еквівалентний діаметр = =0,0536 м.

Витрату охолодної води обчислюємо з рівняння теплового балансу

= = 0,563 кг/с,

швидкість руху води в каналі = = 0,07527 м/с

За такої швидкості число Рейнольдса

Re =W_Bd_екв/v_в= 0,07527·0,0536*997/0,0008743 =4596,3

Режим руху турбулентний, і для розрахунку можна використовувати критеріальне рівняння

Nu = 0,021 Re^0,8Pr^0,4( Pr/Pr_ст)^0,25Х,

де Х - коефіцієнт, що враховує кривизну спіралі;

= 1 + 3,54 = 1,08

Взявши число Pr_ст.= 5,12 при t_ст = 30ºС, визначаємо критерій Нюссельта Nu = 0,021*4596,3^0,8·5,74^0,4(5,74/5,12)^0,25·1,08 = 37

а потім коефіцієнт = =418,8 Вт/(м²·К).

Після цього визначаємо коефіцієнт теплопередачі К₀

= К₀ = = 280,9 Вт/(м²·К).

З урахуванням забруднення поверхні ( φ_н = 0,9) коефіцієнт теплопередачі

К = К₀ φ_н = 280,9 ·0,9 = 252,9 Вт/(м²·К).

Поверхня охолоджування = = 8,26м²

і розміститься на висоті = =1,09 м, тобто на бічній поверхні апарата в його робочій зоні.

На основі отриманих розрахункових даних проектуємо апарат. Більшість вузлів апарата нормалізовано і їхню конструкцію описано в довідковій літературі. Корпус апарата виконуємо за ГОСТ 26-01-1246-75.