Проектирование адиабатной выпарной установки термического обессоливания воды

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

2.3.7.2.9.1 Температура воды на выходе из девятой ступени tв9

2.3.7.2.9.2 Температура воды на выходе из восьмой ступени tв8

2.3.7.2.9.3 Температура воды на выходе из седьмой ступени tв7

2.3.7.2.9.4 Температура воды на выходе из шестой ступени tв6

2.3.7.2.9.5 Температура воды на выходе из пятой ступени tв5

2.3.7.2.9.6 Температура воды на выходе из четвёртой ступени tв4

2.3.7.2.9.7 Температура воды на выходе из третей ступени tв3

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

2.3.10.2 Среднелогарифмический перепад во второй ступени Dtср2

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

2.3.10.7.1 Среднелогарифмический температурный перепад между паром и конденсатором охлаждающего рассола Dtр.7

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

где tохл8=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 Dtср7

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] Dtр.8

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.

2.3.10.8.3 Среднелогарифмический температурный перепад между оборотной водой и вторичным паром составит Dtохл.8

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 теплоиспользующих ступеней Dtср’

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

2.3.10.11 Среднелогарифмический температурный напор в головном подогревателе составляет Dtг.п. по формуле (3-93) [20]

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).

2.3.15 По найденным величинам найдём среднюю площадь теплопередающей поверхности одного конденсатора-пароохладителя Fк ср

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

2.3.16.1 По таблице 4-6 [1] принимаем средний коэффициент теплоотдачи при конденсации пара в теплоотводящих ступенях kкср=2000 Вт/(м2´К).

2.3.16.2 Площадь теплопередающей поверхности конденсаторов седьмой ступени Fк7

2.3.16.3 Площадь теплопередающей поверхности конденсаторов восьмой ступени Fк8

2.3.16.4 Площадь теплопередающей поверхности конденсаторов девятой ступени Fср9

2.3.17 Площадь поверхности теплообмена головного подогревателя составляет Fг.п.

где kг.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] kк= 1500 Вт/м2´К

2.3.17.2 Площадь теплопередающей поверхности конденсатора теплоиспользующих ступеней Fк1

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 Fк2

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 fi

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.

2.4 Расчёт количества используемого пара

2.4.1 По имеющимся данным теплового расчёта можно определить необходимое количество греющего низкопотенциального пара в случае использования в качестве рабочего пара различных параметров

2.4.2 Исходя из общего количества греющего пара и по коэффициенту эжекции определим требуемое количество рабочего пара 40 Gр40

2.4.3 Необходимое количество низкопотенциального пара, отработанного в турбинах привода основного оборудования, составит Gн

Gн=Gр40´u=5,25´9=47,25 кг/с=170,1 т/час.

2.4.5 Аналогично определим потребность в паре при использовании в качестве рабочего пара других параметров и сведём полученные результаты в таблицу 5.

Таблица 5 – Зависимость количества греющего пара в зависимости от рабочего пара

2.4.6 Таким образом, при использовании в эжекторе пара 40 потребуется 47,25 кг/с пара, отработанного в турбинах привода основного оборудования производств аммиака. Определим площадь поверхности воздушных холодильников, высвобождаемую в результате отвода части пара в головной подогреватель установки.

2.4.6.1 В настоящее время для конденсации пара, отработанного в турбинах привода, применяются следующие воздушные холодильники:

1       101 JC – F=33384 м2;

2       T401 JC – F=8200 м2;

2                   102 JC – F=12594 м2;

3                   103 JC - F=50076 м2;

4                   T403 JC – F=8200 м2;

5                   104 JC – F=8396 м2;

6                   105 JC - F=33380 м2;

7                   T403 JC– F=8200 м2;

общей площадью поверхности теплообмена Fобщ=162430 м2 (для одного производства) [15]. Общее количество пара подаваемое на холодильники составляет 248 т/час или 68,89 кг/с. В холодильниках осуществляется его конденсация и охлаждение до температуры t=57 оС.

2.4.6.2 Найдем средний коэффициент теплопередачи воздушных холодильников kср

где Dt=21,3 оС – температурный напор в воздушных холодильниках, вычисленный, как среднелогарифмический из расчёта средней летней температуры воздуха tв=18 оС и воздуха на выходе из холодильников tвых=60 оС;

r=2333,8 кДж/кг – удельная теплота парообразования при температуре пара;

Сср=4,187 кДж/кг´К – теплоёмкость воды при средней температуре в холодильниках tср=(tп+ tк)/2=(70+57)/2=63,5 оС.

2.4.6.3 Площадь поверхности теплообмена, которая высвобождается при включении установки в производственный цикл F’

2.4.6.4 По полученным результатам и известным площадям отдельных холодильников [15] определим, какие воздушные холодильники возможно переключить для использования в установке для охлаждения оборотной воды - это холодильники 101 JC и T401 JC, 102 JC, 104 JC, 105 JC и T105 JC общей площадью поверхности теплообмена F=104154 м2. Оставшийся холодильник будет покрывать имеющуюся нагрузку.

2.4.6.5 Ориентировочно оценим количество оборотной воды, которое можно охладить в высвобождаемых воздушных холодильниках Gх

где Dt=10,7 оС – среднелогарифмический температурный напор в воздушном холодильнике при охлаждении оборотной воды.

2.4.6.6 Отсюда следует, что задействовав, в случае включения установки в производственный цикл, неиспользуемые воздушные холодильники производства “Аммиак - 2” можно сократить затраты на производство водооборотного цикла. Остальное количество оборотной воды направляется на ВОЦ 17, где имеется запас по мощности.

2.4.6.7 Количество оборотной воды, направляемое на ВОЦ 17 составляет Gоб

Gоб=GохлS-Gх=3484,8-1809,6=1675,2 кг/с.

2.5 Расчёт сепарационного устройства и нахождение ожидаемого качества дистиллята

2.5.1 Для нахождения количества примесей, которые с паром переходят в дистиллят необходимо определить влажность пара, которую обеспечивает сепарационное устройство. Принимаем для установки в камерах испарения жалюзийные сепараторы с горизонтальными пакетами. Для аппаратов безбарботажного типа, реализуемых в установке, принимаем величину критерия, определяющего параметры сепаратора N=0,4 (стр. 194 [20]). При этом ожидаемый унос составит j=5´10-5-1´10-4 кг/кг.

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