Проектирование адиабатной выпарной установки термического обессоливания воды

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 Gохл

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

где Gр=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 Qи.в.

где hи.в.’9=147,81 кДж/кг – энтальпия исходной воды при температуре на выходе из девятой ступени tи.в.9=35,3 оС, найденной из условия равного перепада температур между ступенями охлаждения Dtи.в.=(tв7-tисх)/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 Gохл 7,8, предполагая независимую её подачу в девятую ступень

где Сохл.ср.=4,179 кДж/кг´К – истинная изобарная теплоёмкость охлаждающей воды при средней её температуре tв.ср.=(tохл2+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 Qи.в.9

где hисх’=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 Gохл9

2.3.7.1.7.7 Суммарное количество охлаждающей воды, которое необходимо подать в теплоотводящие ступени составит Gохлт

Gохлт=Gохл7,8+Gохл9=1715,6+1601,2=3316,8 кг/с.

2.3.7.1.7.8 Общее количество оборотной воды с учетом охлаждения конденсаторов составит GохлS

GохлS=Gохлт+Gохл1+Gохл2=3316,8+112,1+55,9=3484,8 кг/с.

2.3.7.1.8 Найдём температуру воды на выходе из каждой ступени конденсатора tвi, 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 tв6

где Сср=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 tв5

2.3.7.1.8.4 Температура рассола на выходе из третей ступени tв3

2.3.7.1.8.5 Температура охлаждающего рассола на выходе из второй ступени tв2

2.3.7.1.8.6 Температура охлаждающего рассола на выходе из первой ступени tв1

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

hп’=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 tвх1=32,5оС по формуле (3-38) [8] найдём величину отношения Gцирк/G

2.3.7.2.3 Тогда расход циркулирующей воды составит Gцирк

Gцирк=0,25*G=0,25*1950,5=487,6 кг/с.

2.3.7.2.4 По материальному балансу схемы определим расход исходной воды Gисх

Gисх=G-Gцирк=1950,5-487,6=1462,9 кг/с.

2.3.7.2.5 Тогда расход продувочной воды составит Gпрод

Gпрод=G-G*(1-Кот)-Gцирк=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 Кц

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 tвi,

2.3.7.2.9.2 Температура воды на выходе из восьмой ступени tв8

2.3.7.2.9.6 Температура воды на выходе из четвёртой ступени tв4

2.3.7.2.9.8 Температура воды на выходе из второй ступени tв2

2.3.7.2.9.9 Температура воды на выходе из первой ступени tв1

2.3.7.2.10 Найдём количество пара, подаваемого в головной подогреватель Gп

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

hп’=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

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 tк=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] Dtсрi

2.3.10.1 Среднелогарифмический перепад в первой ступени Dtср1

2.3.10.3 Среднелогарифмический перепад в третей ступени Dtср3

2.3.10.4 Среднелогарифмический перепад в четвёртой ступени Dtср4

2.3.10.5 Среднелогарифмический температурный перепад в пятой ступени Dtср5

2.3.10.6 Среднелогарифмический перепад в шестой ступени Dtср6

2.3.10.7 Определим температурный перепад в седьмой ступени

где tр7=tв7=46 оС – температура рассола на выходе из седьмой ступени;

tр8=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 Dtи.в.7

где tисх8=40,67 оС – температура исходной воды на выходе из восьмой ступени, вычисленная из условия равенства перепада температур по всем трём теплоотводящим ступеням Dи.в.=(tв7-tисх)/3=946-30)/3= 5,33 оС.

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

2.3.10.7.4 Тогда средний температурный перепад в ступени составит Dtср7

2.3.10.8 Определим величину температурного перепада в восьмой ступени

где tк=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 Dtи.в.8

где tисх9=35,33 оС – температура исходной воды на выходе из конденсатора девятой ступени.

2.3.10.8.4 Тогда средний температурный перепад в ступени составит Dtср8

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 Dtи.в.9

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

2.3.10.9.3 Средний температурный перепад в ступени составляет Dtср9

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

где tSг.п.=101оС – температура насыщения греющего пара.

2.3.11 Вычислим средний температурный перепад в теплоиспользующих ступенях установки Dtср1å

2.3.12 Найдём количество теплоты, переданное воде, поступающей на испарение, в конденсаторах-пароохладителях теплоиспользующих ступеней Q1т

где iв1’=385,44 кДж/кг – энтальпия воды при её температуре на выходе из первой ступени (перед подачей в головной подогреватель) по таблице 2-1 [18];

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

2.3.13 Среднее количество теплоты, передаваемое воде, поступающей на испарение, в теплоиспользующих ступенях Q1ср

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 kк1= 3500 Вт/(м2´К).

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11