Дипломная работа: Проектирование адиабатной выпарной установки термического обессоливания воды

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

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 23, 24, 25