Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

 

2.2.1 Для улучшения характеристик установки принимаем температуру воды поступающей на испарение на выходе из головного подогревателя равной t₁=100 ^оС. Согласно рекомендациям [20] на стр. 107 температуру рассола на выходе из последней ступени принимают равной 35 – 40 ^оС. Исходная вода на установку подается после предочистки из корпуса 174 с температурой t_исх=30 ^оС.

Распределение располагаемого температурного напора по ступеням предполагаем равный, как технологически наиболее выгодный [27]. Кратность концентрирования в установке принимается равной 3 [20].

Общее количество ступеней установки делим на два контура [20]. Первый контур состоит из ступеней отвода теплоты, в которых теплота конденсации образующегося пара передаётся охлаждающей воде; второй представляет собой ряд ступеней регенерации, где теплота воспринимается нагреваемым рассолом. Согласно [20] число ступеней в первом контуре принимается равным трём, так как увеличение числа ступеней ведёт к потере теплоты со сбрасываемой водой. Оптимальное же число ступеней, входящих в регенеративный контур, чаще всего равно 5 – 6, что связано с расположением конденсаторов в корпусах. Основываясь на имеющихся данных число ступеней в установке принимается равным 9.

Для предотвращения накипеобразования на поверхностях теплообмена в циркулирующий рассол добавляется антинакипин в количестве до 10 мг/л в зависимости от типа.

Установка имеет горизонтальную компоновку и устанавливается в помещении. Это позволит защитить выпарные аппараты от воздействия внешней среды и обеспечить необходимый температурный режим.

Тепловой расчёт

 

2.3.1 Исходные данные теплового расчёта

2.3.1.1 Число ступеней испарения N=9 шт.;

2.3.1.2 Производительность по дистилляту G_д=750 т/час=208,3 кг/с;

2.3.1.3 Общее солесодержание исходной воды bисх=300 мг/кг;

2.3.1.4 Температура греющего пара t_г.п.=101 ^оС;

2.3.1.5 Температура рассола, поступающего в первую ступень установки (после головного подогревателя) t₁=100 ^оС;

2.3.1.6 Температура исходной осветлённой воды (летний режим) t_исх.=30 ^оС;

2.3.1.7 Температура кипения раствора в последней ступени (принимается по технико-экономическим показателям) tк=40 ^оС;

2.3.1.8 Температура воды водооборотного цикла составляет: подающей t_охл1=28 ^оС и обратной t_охл2=35 ^оС.

2.3.1.9 Нагрузка 1 м² поверхности камеры испарения s_S=0,85 кг/м².

 

2.3.2 Определим расход рассола, поступающего в первую камеру испарения G

	(2.3)

 

где r_ср= 2331,85 кДж/кг – средняя теплота парообразования в установке;

С_ср=4,198 кДж/кг*К – средняя теплоёмкость воды, поступающей на испарение по таблице 2-8 [18];

Kот = 1% – коэффициент, учитывающий величину оттяжек парогазовой смеси из камер испарения по рекомендациям на стр. 184 [14].

2.3.2 Средний температурный напор между ступенями Dt

	(2.4)

 

(2.5) (2.6) (2.7) (2.8) (2.9) (2.10) (2.11) (2.12) (2.13)

2.3.3 Полагая равенство перепада температур по ступеням находим температуру кипения рассола по ступеням t_кi

2.3.3.1 В первой ступени t_к1=t₁-Dt=100-6,67=93,33 ^оС;

2.3.3.2 Во второй ступени t_к2=t_к1-Dt=93,33-6,67=86,66 ^оС;

2.3.3.1 В третьей ступени t_к3=t_к2-Dt=86,66-6,67=79,99 ^оС;

2.3.3.1 В четвёртой ступени t_к4=t_к3-Dt=79,99-6,67=73,32 ^оС;

2.3.3.1 В пятой ступени t_к5=t_к4-Dt=73,32-6,67=66,65 ^оС;

2.3.3.1 В шестой ступени t_к6=t_к5-Dt=66,65-6,67=59,98 ^оС;

2.3.3.1 В седьмой ступени t_к7=t_к6-Dt=59,98-6,67=53,31 ^оС;

2.3.3.1 В восьмой ступени t_к8=t_к7-Dt=53,31-6,67=46,64 ^оС;

2.3.3.1 В девятой ступени t_к9=t_к8-Dt=46,64-6,67=40 ^оС.

 

2.3.4 Найдём количество выпаренной воды по ступеням G_i

2.3.4.1 В первой ступени G₁

	(2.14)

 

где С₁=4,205 кДж/кг*К – изобарная теплоёмкость воды при температуре кипения в первой ступени по таблице 2-4 [18];

r₁=2274,7 кДж/кг – удельная теплота парообразования при температуре в первой камере испарения по таблице 2-1 [18].

2.3.4.2 Во второй ступени G₂

	(2.15)

 

2.3.4.3 В третьей ступени G₃

2.3.4.4 В четвёртой ступени G₄

	(2.16)
		(2.17)

	(2.18)

2.3.4.5 В пятой ступени G₅

2.3.4.6 В шестой ступени G₆

	(2.19)

 

2.3.4.7 В седьмой ступени G₇

2.3.4.8 В восьмой ступени G₈

	(2.20)

	(2.21)

2.3.4.9 В девятой ступени G₉

2.3.4.10 Количество пара на оттяжку, поступающего в конденсатор теплоиспользующих ступеней G_от^’

 

			(2.22)
	(2.23)

2.3.4.11 Количество пара на оттяжку, поступающего в конденсатор теплоотводящих ступеней G_от^”

2.3.5 Определим температуру вторичного пара по ступеням установки ts_i с учётом величины физико-химической D₁^’ , гидростатической D₁^” и гидродинамической депрессий D₁^’’’

	(2.24)

 

2.3.5.1 В первой ступени ts₁

 

ts₁=t_к1-D₁^’-(D₁^”-D₁^’’’)=93,33-0,4-0,4=92,53 ^оС;

 

где D₁^’=0,4 ^оС – физико-химическая температурная депрессия, вычисленная по формуле на стр. 95 [20] (одинаковая для всех ступеней испарения)

 

где bср=0,04% - средняя концентрация рассола в установке;

D₁^”-D₁^’’’=0,4 ^оС – сумма гидростатической и гидродинамической депрессий в первом аппарате по рекомендациям [20] на стр. 96.

2.3.5.2 Во второй ступени ts₂

 

ts₂=t_к2-D₂^’-(D₂^”-D₂^’’’)=86,66-0,4-0,6=85,66 ^оС;

 

где D₂^”-D₂^’’’=0,6 ^оС - сумма гидростатической и гидродинамической депрессий во втором аппарате по рекомендациям [20] на стр. 96.

2.3.5.3 В третьей ступени ts₃

 

ts₃=t_к3-D₃^’-(D₃^”-D₃^’’’)=79,99-0,4-0,8=78,79 ^оС;

 

где D₃^”-D₃^’’’=0,8 ^оС - сумма гидростатической и гидродинамической депрессий во втором аппарате по рекомендациям [20] на стр. 96.

2.3.5.4 В четвёртой ступени ts₄

 

ts₄=t_к4-D₄^’-(D₄^”-D₄^’’’)=73,32-0,4-1,0=71,92 ^оС;

 

где D₄^”-D₄^’’’=1,0 ^оС - сумма гидростатической и гидродинамической депрессий во втором аппарате по рекомендациям [20] на стр. 96.

2.3.5.5 В пятой ступени ts₅

 

ts₅=t_к5-D₅^’-(D₅^”-D₅^’’’)=66,65-0,4-1,2=65,05 ^оС;

 

где D₅^”-D₅^’’’=1,2 ^оС - сумма гидростатической и гидродинамической депрессий во втором аппарате по рекомендациям [20] на стр. 96.

2.3.5.6 В шестой ступени ts₆

 

ts₆=t_к6-D₆^’-(D₆^”-D₆^’’’)=59,98-0,4-1,4=58,18 ^оС;

где D₆^”-D₆^’’’=1,4 ^оС - сумма гидростатической и гидродинамической депрессий во втором аппарате по рекомендациям [20] на стр. 96.

2.3.5.7 В седьмой ступени ts₇

 

ts₇=t_к7-D₇^’-(D₇^”-D₇^’’’)=53,31-0,4-1,6=51,31 ^оС;

 

где D₇^”-D₇^’’’=1,6 ^оС - сумма гидростатической и гидродинамической депрессий во втором аппарате по рекомендациям [20] на стр. 96.

2.3.5.8 В восьмой ступени ts₈

 

ts₈=t_к8-D₈^’-(D₈^”-D₈^’’’)=46,64-0,4-1,8=44,44 ^оС;

 

где D₈^”-D₈^’’’=1,8 ^оС - сумма гидростатической и гидродинамической депрессий во втором аппарате по рекомендациям [20] на стр. 96.

2.3.5.9 В девятой ступени ts₉

 

ts₉=t_к9-D₉^’-(D₉^”-D₉^’’’)=39,97-0,4-2,0=37,57 ^оС;

 

где D₉^”-D₉^’’’=2,0 ^оС - сумма гидростатической и гидродинамической депрессий во втором аппарате по рекомендациям [20] на стр. 96.

2.3.5.10 Определим среднюю температуру пара на оттяжку, поступающего в конденсатор из теплоиспользующих ступеней t_Sср1

 

2.3.5.11 Определим среднюю температуру пара на оттяжку, поступающего в конденсатор из теплоиспользующих ступеней t_Sср2

2.3.6 Находим количество оборотной воды, необходимое для конденсации паров парогазовой смеси оттяжек в каждом из конденсаторов

2.3.6.1 Количество оборотной воды, подаваемое в конденсатор теплоиспользующих ступеней G_охл1

 

где r_ср1=2320,4 кДж/кг – удельная теплота парообразования при средней температуре пара поступающего в конденсатор по таблице 2-1 [18];

С_охл.ср=4,179 кДж/кг´К – теплоёмкость охлаждающей воды при средней температуре по таблице 2-8 [18].

2.3.6.2. Количество охлаждающей воды, подаваемое в конденсатор теплоотводящих ступеней G_охл2

 

где r_ср1=2395,8 кДж/кг – удельная теплота парообразования при средней температуре пара поступающего в конденсатор по таблице 2-1 [18];

 

2.3.7 По температуре насыщения по таблице 2-1 [18] определим удельные теплоты парообразования в каждой ступени r_i

r₁=2276,8 кДж/кг;

r₂=2294,5 кДж/кг;

r₃=2311,9 кДж/кг;

r₄=2329,0 кДж/кг;

r₅=2346,1 кДж/кг;

r₆=2362,9 кДж/кг;

r₇=2379,5 кДж/кг;

r₈=2395,8 кДж/кг;

r₉=2406,5 кДж/кг.

2.3.7 Рассмотрим несколько вариантов тепловой схемы установки

2.3.7.1 Первый вариант

2.3.7.1.1 В схеме ступени разделены на два контура: шесть – теплоиспользующие и три – теплоотводящие. Конденсация пара в последних трёх ступенях осуществляется оборотной водой. Кроме того, для снижения расхода охлаждающей воды в седьмую и восьмую ступени заводится рассол из последней ступени испарения, а исходная вода перед подачей на испарение нагревается в теплоотводящих ступенях. Кратность концентрирования в данной схеме принимаем по рекомендациям на стр. 85 [20] a=3.

2.3.7.1.1. По тепловой схеме составляем материальные балансы потоков с учётом известной величины кратности концентрирования

	(2.39) (2.40) (2.41)

2.3.7.1.2 Из совместного решения уравнений (2.39) и (2.41) находим величину расхода продувочной воды G_пр

2.3.7.1.3 Тогда расход исходной воды G_исх

2.3.7.1.4 Количество циркулирующего раствора G_цирк по формуле (2.40)

2.3.7.1.5 Кратность циркуляции К_ц

 

2.3.7.1.5 Удельная производительность установки по дистилляту d

 

2.3.7.1.6 Общее солесодержание продувочной воды bк

bк=bисх´a=300´3=900 мг/кг.

2.3.7.1.7 Определим количество охлаждающей воды, необходимое для обеспечения конденсации пара в теплоотводящих ступенях G_охл

2.3.7.1.7.1 Находим количество теплоты, которое необходимо отвести в конденсаторах-пароохладителях каждой из трёх теплоотводящих ступеней

2.3.7.1.7.1.1 Количество теплоты, которое необходимо отвести в седьмой ступени Q₇

 

2.3.7.1.7.1.2 Количество теплоты, отводимое в восьмой ступени Q₈

 

2.3.7.1.7.1.3 Количество теплоты, отводимое в девятой ступени Q₉

2.3.7.1.7.2 Из условия обеспечения недогрева в седьмой ступени Dн~5 ^оС, задаёмся температурой охлаждающего рассола и исходной воды на выходе из седьмой ступени t_в7=46 ^оС найдём количество теплоты отбираемое рассолом в седьмой и восьмой ступенях Q^р

 

где G_р=1740 кг/с – расход рассола на выходе из последней камеры испарения;

h^’₇=192,53 кДж/кг и h^’_к=167,45 кДж/кг – соответственно энтальпии рассола на выходе из конденсатора-пароохладителя седьмой ступени и на выходе из камеры испарения девятой ступени.

2.3.7.1.7.3 Найдём количество теплоты отбираемое в седьмой и восьмой ступенях исходной водой Q^и.в.

 

где h^и.в.’₉=147,81 кДж/кг – энтальпия исходной воды при температуре на выходе из девятой ступени t^и.в.₉=35,3 ^оС, найденной из условия равного перепада температур между ступенями охлаждения Dt_и.в.=(t_в7-t_исх)/3=(46-30)/3=5,3 ^оС.

2.3.7.1.7.4 С учётом найденных величин, определим количество оборотной воды, необходимое для полной конденсации пара в седьмой и восьмой ступенях G_{охл 7,8}, предполагая независимую её подачу в девятую ступень

где С_охл.ср.=4,179 кДж/кг´К – истинная изобарная теплоёмкость охлаждающей воды при средней её температуре t_в.ср.=(t_охл2+t)/2 =(40+25)/2=32,5 ^оС во втором контуре установки по таблице 2-4 [18].

2.3.7.1.7.5 Определим количество теплоты, отбираемое исходной водой в девятой ступени Q^и.в.₉

 

где h_исх^’=125,66 кДж/кг– энтальпия исходной воды по таблице 2-1 [18].

2.3.7.1.7.6 Тогда количество оборотной воды, необходимое для конденсации паров в девятой ступени составит G_охл9

 

2.3.7.1.7.7 Суммарное количество охлаждающей воды, которое необходимо подать в теплоотводящие ступени составит G_охл^т

 

G_охл^т=G_охл7,8+G_охл9=1715,6+1601,2=3316,8 кг/с.

 

2.3.7.1.7.8 Общее количество оборотной воды с учетом охлаждения конденсаторов составит G_охлS

 

G_охлS=G_охл^т+G_охл1+G_охл2=3316,8+112,1+55,9=3484,8 кг/с.

 

2.3.7.1.8 Найдём температуру воды на выходе из каждой ступени конденсатора t_вi, учитывая, что первые шесть ступеней охлаждаются водой, поступающей на опреснение, а последние три – оборотной водой, циркулирующим рассолом и исходной водой.

2.3.7.1.8.1 Температура охлаждающего рассола на выходе из шестой ступени составляет t_в6

 

где С_ср=4,190 кДж/кг – истинная изобарная теплоёмкость воды при средней температуре поступающего на опреснение рассола по таблице 2-4 [18].

2.3.7.1.8.2 Температура охлаждающего рассола на выходе из пятой ступени составляет t_в5

 

2.3.7.1.8.3 Температура рассола на выходе из четвёртой ступени t_в4

 

 

2.3.7.1.8.4 Температура рассола на выходе из третей ступени t_в3

2.3.7.1.8.5 Температура охлаждающего рассола на выходе из второй ступени t_в2

 

2.3.7.1.8.6 Температура охлаждающего рассола на выходе из первой ступени t_в1

 

2.3.7.1.9 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^’=440,17 кДж/кг – энтальпия конденсата при температуре в подогревателе.

2.3.7.1.10 Удельный расход теплоты составит dт

 

2.3.7.2 Второй вариант

2.3.7.2.1 Схема предполагает последовательное включение по исходной воде всех девяти ступеней. Исходная вода смешивается с циркуляционной и подаётся в конденсатор-пароохладитель девятой ступени.

2.3.7.2.2 Задаваясь температурой воды на входе в первый конденсатор-пароохладитель t_вх1=32,5^оС по формуле (3-38) [8] найдём величину отношения G_цирк/G

2.3.7.2.3 Тогда расход циркулирующей воды составит G_цирк

 

G_цирк=0,25*G=0,25*1950,5=487,6 кг/с.

 

2.3.7.2.4 По материальному балансу схемы определим расход исходной воды G_исх

 

G_исх=G-G_цирк=1950,5-487,6=1462,9 кг/с.

 

2.3.7.2.5 Тогда расход продувочной воды составит G_прод

 

G_прод=G-G*(1-Кот)-G_цирк=1950,5-208,3*(1+0,01)-487,6=1252,5 кг/с.

 

2.3.7.2.5 Кратность концентрирования a

 

2.3.7.2.6 Общее солесодержание продувочной воды bк

 

bк=a´bисх=1,2´300=360 мг/кг.

 

2.3.7.2.7 Кратность циркуляции К_ц

 

2.3.7.2.8 Удельная производительность установки по дистилляту d

 

2.3.7.2.9 Найдём температуру воды, поступающей на испарение, на выходе из каждой ступени конденсаторов t_вi,

 

2.3.7.2.9.1 Температура воды на выходе из девятой ступени t_в9

 

 

2.3.7.2.9.2 Температура воды на выходе из восьмой ступени t_в8

 

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] Dt_срi

2.3.10.1 Среднелогарифмический перепад в первой ступени Dt_ср1

 

2.3.10.2 Среднелогарифмический перепад во второй ступени Dt_ср2

 

 

2.3.10.3 Среднелогарифмический перепад в третей ступени Dt_ср3

 

2.3.10.4 Среднелогарифмический перепад в четвёртой ступени Dt_ср4

 

2.3.10.5 Среднелогарифмический температурный перепад в пятой ступени Dt_ср5

2.3.10.6 Среднелогарифмический перепад в шестой ступени Dt_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 Dt_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 Dt_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 D_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 Dt_охл.7

 

где 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 Dt_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] Dt_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 Dt_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 Dt_охл.8

 

 

2.3.10.8.4 Тогда средний температурный перепад в ступени составит Dt_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 Dt_и.в.9

 

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

2.3.10.9.3 Средний температурный перепад в ступени составляет Dt_ср9

 

 

2.3.10.10 Определим средний температурный перепад в конденсаторе паро-воздушной смеси из теплоиспользующих ступеней Dt_ср^’

 

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

 

2.3.10.11 Среднелогарифмический температурный напор в головном подогревателе составляет Dt_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 Dt_ср1å

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/(м²´К).

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/(м²´К).

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/м²´К – 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/м²´К

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

 

2.3.18.3 Поверхность зеркала испарения третей ступени f₃

 

2.3.18.4 Поверхность зеркала испарения четвёртой ступени f₄

 

2.3.18.5 Поверхность зеркала испарения пятой ступени f₅

 

2.3.18.6 Поверхность зеркала испарения шестой ступени f₆

2.3.18.7 Поверхность зеркала испарения седьмой ступени f₇

 

2.3.18.8 Поверхность зеркала испарения восьмой ступени f₈

 

2.3.18.9 Поверхность зеркала испарения девятой ступени f₉

 

2.3.18.10 Принимаем для всех ступеней площадь зеркала испарения f=28 м².