150645 (594567), страница 6

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 6)

2 .3.7.2.9.3 Температура воды на выходе из седьмой ступени t_в7

2 .3.7.2.9.4 Температура воды на выходе из шестой ступени t_в6

2 .3.7.2.9.5 Температура воды на выходе из пятой ступени t_в5

2.3.7.2.9.6 Температура воды на выходе из четвёртой ступени t_в4

2 .3.7.2.9.7 Температура воды на выходе из третей ступени t_в3

2.3.7.2.9.8 Температура воды на выходе из второй ступени t_в2

2.3.7.2.9.9 Температура воды на выходе из первой ступени t_в1

2.3.7.2.10 Найдём количество пара, подаваемого в головной подогреватель G_п

где h_п^’’=2684,1 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара, подаваемого в головной подогреватель, при температуре t_п=105 ^оС по таблице 2-1 [18],

h_п^’=313,94 кДж/кг – энтальпия конденсата при температуре в подогревателе.

2.3.7.2.11 Удельный расход теплоты составит dт

2.3.7.3 Третий вариант схемы, предполагающий последовательно подавать в конденсаторы-пароохладители исходную воду и смешивать её с циркуляционной перед подачей с головной подогреватель, изначально представляется нефункциональным. Это связано с тем, что количество исходной воды оказывается не достаточным для конденсации паров в ступенях установки при любой степени концентрирования.

2.3.8 Результаты расчётов сводим в таблицу 4

Таблица 4 - Сравнительные характеристики вариантов схем

Параметры	Первый вариант схемы	Второй вариант схемы
1 Расход воды поступающей на испарение в первую ступень, кг/с	1950,5	1950,5
2 Расход исходной воды, кг/с	315,6	1462,9
3 Расход продувочной воды, кг/с	105,2	1252,5
4 Расход охлаждающей воды, кг/с	3484,8	168
5 Кратность циркуляции	6,18	1,33
6 Общее солесодержание продувочной воды, мг/кг	900	360

2.3.9 Проанализируем полученные результаты:

При использовании первого варианта тепловой схемы потребуется водооборотный цикл с объёмом циркулирующей воды ~ 3320 кг/с или 11940 т/час.

Во втором случае имеем большой тепловой поток в виде продувочной воды с температурой t_к=40 ^оС в количестве 1252,5 кг/с или 4510 т/час с повышенным солесодержанием, которое необходимо каким-то образом утилизировать или непосредственно сбрасывать в канализацию. Надо отметить, что во второй схеме величина недогрева охлаждающей воды в конденсаторах ступеней мала, что негативно сказывается на степени конденсации паров.

Тепловая эффективность обоих схем, выраженная в виде удельного расхода теплоты dт, примерно одинаковая и в случае использования в качестве основного греющего пара - отработанного пара турбин приводов силового оборудования, не является определяющей величиной.

Основываясь на этих данных, принимаем к расчёту схему с тремя теплоотводящими ступенями. Её применение позволит значительно сократить расход воды на подпитку установки и продувочной воды, сбрасываемой в промливневую канализацию. Кроме того, за счёт более низкой температуры охлаждающей воды в последних ступенях удастся добиться более глубокого вакуума, более качественной конденсации пара и сократить площади поверхностей теплообмена конденсаторов.

2.3.10 Найдём температурный перепад в ступенях, как среднелогарифмический по формуле (3-93) [20] t_срi

2.3.10.1 Среднелогарифмический перепад в первой ступени t_ср1

2 .3.10.2 Среднелогарифмический перепад во второй ступени t_ср2

2.3.10.3 Среднелогарифмический перепад в третей ступени t_ср3

2.3.10.4 Среднелогарифмический перепад в четвёртой ступени t_ср4

2.3.10.5 Среднелогарифмический температурный перепад в пятой ступени t_ср5

2.3.10.6 Среднелогарифмический перепад в шестой ступени t_ср6

2.3.10.7 Определим температурный перепад в седьмой ступени

2 .3.10.7.1 Среднелогарифмический температурный перепад между паром и конденсатором охлаждающего рассола t_р.7

где t_р7=t_в7=46 ^оС – температура рассола на выходе из седьмой ступени;

t_р8=43 ^оС – температура рассола на выходе из конденсатора-пароохладителя восьмой ступени.

2.3.10.7.2 Температурный перепад между исходной водой и вторичным паром в седьмой ступени составляет t_и.в.7

где t_исх8=40,67 ^оС – температура исходной воды на выходе из восьмой ступени, вычисленная из условия равенства перепада температур по всем трём теплоотводящим ступеням _и.в.=(t_в7-t_исх)/3=946-30)/3= 5,33 ^оС.

2.3.10.7.3 Среднелогарифмический температурный перепад между оборотной водой и вторичным паром составит t_охл.7

г де t_охл8=31,5 ^оС – температура охлаждающей воды на выходе из восьмой ступени, определённая из условия равенства перепада температур в конденсаторах седьмой и восьмой ступеней.

2.3.10.7.4 Тогда средний температурный перепад в ступени составит t_ср7

2.3.10.8 Определим величину температурного перепада в восьмой ступени

2 .3.10.8.1 Среднелогарифмический температурный перепад между паром и конденсатором охлаждающего рассола по формуле (3-93) [20] t_р.8

где t_к=40 ^оС – температура рассола на выходе из последней ступени.

2.3.10.8.2 Температурный перепад между исходной водой и вторичным паром в восьмой ступени составляет t_и.в.8

где t_исх9=35,33 ^оС – температура исходной воды на выходе из конденсатора девятой ступени.

2 .3.10.8.3 Среднелогарифмический температурный перепад между оборотной водой и вторичным паром составит t_охл.8

2.3.10.8.4 Тогда средний температурный перепад в ступени составит t_ср8

Х.10.9 Определим величину температурного перепада в девятой ступени

2.3.10.9.1 Температурный перепад между исходной водой и вторичным паром в девятой ступени составляет t_и.в.9

2.3.10.9.2 Среднелогарифмический температурный перепад между оборотной водой и вторичным паром составит t_охл.9

2.3.10.9.3 Средний температурный перепад в ступени составляет t_ср9

2 .3.10.10 Определим средний температурный перепад в конденсаторе паро-воздушной смеси из теплоиспользующих ступеней t_ср^’

2.3.10.10 Определим средний температурный перепад в конденсаторе паро-воздушной смеси из теплоотводящих ступеней t_ср^”

2 .3.10.11 Среднелогарифмический температурный напор в головном подогревателе составляет t_г.п. по формуле (3-93) [20]

где t_Sг.п.=101^оС – температура насыщения греющего пара.

2.3.11 Вычислим средний температурный перепад в теплоиспользующих ступенях установки t_ср1

2.3.12 Найдём количество теплоты, переданное воде, поступающей на испарение, в конденсаторах-пароохладителях теплоиспользующих ступеней Q¹_т

где i_в1^’=385,44 кДж/кг – энтальпия воды при её температуре на выходе из первой ступени (перед подачей в головной подогреватель) по таблице 2-1 [18];

i_к^’=192,53 кДж/кг – энтальпия воды на входе в шестую ступень (вода при температуре на выходе из седьмой ступени t_к=46 ^оС) по таблице 2-1 [18].

2.3.13 Среднее количество теплоты, передаваемое воде, поступающей на испарение, в теплоиспользующих ступенях Q¹_ср

2.3.14 По таблице 4-6 [1] выбираем средний коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на горизонтальных трубах с учётом неконденсируемых газов про вакуумметрическом давлении k_к1= 3500 Вт/(м²К).

2.3.15 По найденным величинам найдём среднюю площадь теплопередающей поверхности одного конденсатора-пароохладителя F_{к ср}

2.3.16 Зная количество теплоты передаваемое в конденсаторах-пароохладителях теплоотводящих ступеней и средние температурные напоры найдём площади теплопередающих поверхностей F_срi

2.3.16.1 По таблице 4-6 [1] принимаем средний коэффициент теплоотдачи при конденсации пара в теплоотводящих ступенях k_кср=2000 Вт/(м²К).

2.3.16.2 Площадь теплопередающей поверхности конденсаторов седьмой ступени F_к7

2.3.16.3 Площадь теплопередающей поверхности конденсаторов восьмой ступени F_к8

2.3.16.4 Площадь теплопередающей поверхности конденсаторов девятой ступени F_ср9

2.3.17 Площадь поверхности теплообмена головного подогревателя составляет F_г.п.

где k_г.п.=3500 Вт/м²К – ориентировочный коэффициент теплопередачи от конденсирующегося пара к жидкости по таблице (4-6) [1];

принимаем в качестве головного подогревателя восемь стандартных конденсаторов 1400КНВ-6-6-М3-0/20-6-2 ГОСТ15121-79 суммарной площадью теплообмена F=6920 м².

2.3.17 Найдём площади теплопередающих поверхностей конденсаторов оттяжек парогазовой смеси из ступеней испарения полагая, что конденсируется весь пар

2.3.17.1 Задаёмся величиной коэффициента теплопередачи при конденсации пара, содержащего неконденсируемые газы, по таблице 4-6 [1] k_к= 1500 Вт/м²К

2.3.17.2 Площадь теплопередающей поверхности конденсатора теплоиспользующих ступеней F_к1

принимаем стандартный вертикальный кожухотрубчатый конденсатор 1200КНВ-6-6-М1-О/25-6-2 ГОСТ15121-79 площадью поверхности теплообмена F=494 м².

2.3.17.2 Площадь теплопередающей поверхности конденсатора теплоотводящих ступеней F_к2

принимаем стандартный вертикальный кожухотрубчатый конденсатор 600КНВ-6-6-М1-О/25-6-4 ГОСТ15121-79 площадью поверхности теплообмена F=97 м².

2.3.18 Найдём поверхность зеркала испарения для каждой ступени f_i

2 .3.18.1 Для первой ступени поверхность зеркала испарения f₁ составит

2.3.18.2 Для второй ступени поверхность зеркала испарения f₂ составит

Характеристики

Список файлов ВКР