- •1 Описание технологической схемы
- •2.2 Уточнённый расчёт
- •2.2.3 Определяем расход греющего пара и количество выпаренной влаги по корпусам, применяя метод Тищенко
- •2.2.8 Определяем расход греющего пара и количество выпаренной влаги по корпусам, применяя метод Тищенко
- •3.1.4 Уточненный расчет теплообменника
- •3.2 Барометрический конденсатор
2.2.8 Определяем расход греющего пара и количество выпаренной влаги по корпусам, применяя метод Тищенко
Wi = Diαi + Gвхiβi
Для расчета коэффициентов αi и βi заполняем таблицу.
Таблица 3 - Необходимые данные для расчёта
№ корпуса |
ri·10-3, Дж/кг |
ŕi·10-3, Дж/кг |
αi |
Cвх i·10-3, Дж/(кг·К) |
tвх i, ˚C |
tкип i, ˚C |
β i |
I |
2136 |
2197 |
0,970 |
3,662 |
60,6 |
128,2 |
-0,1127 |
II |
2200 |
2280 |
0,967 |
3,455 |
128,2 |
104,2 |
0,0369 |
III |
2282 |
2323 |
0,982 |
3,823 |
70 |
79,9 |
-0,0163 |
IV |
2325 |
2369 |
0,981 |
3,765 |
79,9 |
60,6 |
0,0307 |
Следовательно
W 1 = D · α1+ (Gн – W3 – W4) · β1;
W2 = W1 · α2 + (Gн - W1 – W3 – W4) · β2;
WЗ = W2 · α3+ Gн · β3;
W4 = W3 · α4 + (Gн – W3) · β4
W1 + W2 + WЗ + W4 = ∑ W;
W 1 = D · 0,972 + (23,61 – W3 – W4) · (-0,1127);
W2 = W1 · 0,965 + (23,61 - W1 – W3 – W4) ·0,03269;
WЗ = W2 · 0,982 + 23,61 · (-0,0163);
W4 = W3 · 0,981 + (23,61 – W3) · 0,0307
W1 + W2 + WЗ + W4 = 17,71;
0 ,972D - W1 + 0,1128 W3 + 0,1128 W4 = 2,6608
0,9281 W1 - W2 - 0,0369 W3 - 0,0369 W4 = -0,8712
0,982 W2 - WЗ = 0,3848
0,9503 W3 - W4 = - 0,7248
W1 + W2 + WЗ + W4 = 17,71;
Решая эту систему уравнений, определяем D, W1, W2, W3, W4. Для расчёта ЭВМ составляем матрицу.
Таблица 4 - Расчётная матрица
№ |
D |
W1 |
W2 |
WЗ |
W4 |
const |
I |
0,972 |
-1 |
0 |
0,1128 |
0,1128 |
2,6608 |
II |
0 |
0,982 |
-1 |
-0,0369 |
-0,0369 |
-0,8712 |
III |
0 |
0 |
0,982 |
-1 |
0 |
0,3848 |
IV |
0 |
0 |
0 |
0,9503 |
-1 |
-0,7248 |
|
0 |
1 |
1 |
1 |
1 |
17,71 |
В результате расчетов получаем:
Расход свежего пара: D = 6,31 кг/с;
Расход вторичного пара:
W1 = 4,46 кг/с;
W2= 4,56 кг/с;
WЗ = 4,09 кг/с;
W4 = 4,61 кг/с.
2.2.9 Определяем тепловые нагрузки корпусов по приходу теплоты
Q1 = D ∙ r1 = 6,31 · 2136∙ 103 = 13478 кВт;
Q2 = W1 · r2 = 4,46 · 2200 ∙ 103 = 9812 кВт;
Q3 = W2 · r3 = 4,56 · 2282 ∙ 103 = 10406 кВт;
Q4 = W3 · r4 = 4,09 · 2325 ∙ 103 = 9509 кВт.
2.2.10 Рассчитываем площадь поверхности теплопередачи для каждого корпуса
Примем i = 0,7.
Тогда:
Так как не превышает 10 %, то расчёт считается удовлетворительным.
По каталогу подбираем выпарной аппарат [2, c. 60-61]:
Номинальная поверхность теплообмена, м2 630 Действительная поверхность теплообмена, м2 714
Количество труб 955
Диаметр греющей камеры D1, мм 1600
Диаметр сепаратора D2 , мм 3200
Высота сепаратора до брызгоотделителя Н1, мм 1600
Расстояние между болтами на опорах В2, мм
Высота аппарата Н, м 17550
3 РАСЧЕТ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
Система создания вакуума:
Для создания вакуума в выпарной установке вторичный пар последнего корпуса конденсируется, а несконденсировавшиеся пары и неконденсируемые газы отсасывают вакуум-насосом.
Для сокращения количества загрязненных сточных вод перед барометрическим конденсатором следует установить поверхностные теплообменники, где конденсируется 80…90 % вторичного пара.
3.1 Поверхностный теплообменник
Расчет поверхностного теплообменника проводим по известной методике [5].
1 – горячий теплоноситель - водяной пар
Принимаем, что в поверхностном конденсаторе конденсируется 90 % вторичного пара, тогда массовый расход горячего теплоносителя G1 = W4 · 0,9 = 4,61 · 0,9 = 4,15 кг/с, t1 = 53,6 ºС,
2 – холодный теплоноситель – вода: t2н = 20 ºС, t2к = 45 ºС (принимаем).
3.1.1 Определяем средний перепад температур, составляем температурную схему
∆tб = t1н – t2н
∆tм = t1к – t2к,
где ∆tб и ∆tм – большая и меньшая разности температур на концах теплообменника.
∆tб = 53,7 – 20 = 33,7 ºС;
∆tм = 53,7 – 45 = 8,7 ºС;
;
Тогда средняя разность температур потоков определяется как
,
где ∆tср – средняя разность температур горячего и холодного теплоносителя.
Так как температура горячего теплоносителя остается постоянной, то
t1ср = tконд = 53,7 ˚С,
поэтому среднюю температуру другого теплоносителя находят по формуле (уточняем):
t2ср = t1ср - ∆tср,
где t2ср – средняя температура холодного теплоносителя,
t1ср – средняя температура горячего теплоносителя.
t2ср = 53,7 – 18,5 = 35,2 ºС.
3.1.2 Определяем тепловую нагрузку и расход холодного теплоносителя
Q1 = Q2 (без учёта потерь),
Q1 = G1·r1,
где G1 – расход водяного пара, кг/с;
r1 – удельная теплота конденсации водяного пара, r1 = 2368,9 кДж/кг [3, с. 548].
Q1 = 4,15 · 2368,9 = 9830,9 кВт;
Q2 = G2 · c2 · (t2к – t2н);
с2 = 4,19 кДж/(кг·К);
Тогда расход воды составит
3.1.3 Ориентировочный выбор теплообменника
В межтрубное пространство теплообменника направляем пары, так как при их конденсации мало отложений и накипи на стенках труб, к тому же коэффициент теплоотдачи не зависит от площади сечения канала. Площадь сечения трубного пространства меньше, чем межтрубного в несколько раз, поэтому воду целесообразно направлять в трубы для обеспечения более высокой скорости движения жидкости и возможности механической чистки.
На основании справочных данных о допускаемых величинах скоростей теплоносителей в аппаратах данной конструкции необходимо принять значения скоростей теплоносителей, находящихся в капельном и газообразном состояниях и не меняющих при теплообмене своего газообразного состояния.
Число труб теплообменника в одном ходу рассчитываем, приняв скорость движения в трубах w2 = 0,7 м/с
Принимаем ориентировочное значение коэффициента теплоотдачи по опытным данным [3, с.172]
Кор = 1000 Вт/(м2·К)
,
где Fор – площадь поверхности теплопередачи, м2;
Кор – коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·К).
.
Сечение для прохода холодного теплоносителя
;
Выбираем теплообменник [4, с. 52]
двухходовый вертикальный,
размеры труб 20×2 мм,
F = 643 м2; sТ = 11,4 · 10-2 м2; Dкожуха = 1000мм; Н = 9м; n=1138.