Расчет опреснительной установки

Расчет опреснительной установки

Введение.

1.Тепловой расчет греющей батареи

2. Расчет сопротивления греющей батареи

3. Расчет конденсатора

4. Расчет сепаратора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

Современные суда в процессе эксплуатации используют большое количество пресной воды. Пресная вода необходима для приготовления пищи и обеспечения санитарно-гигиенических потребностей человека. Также пресная вода является одной из рабочих сред, необходимых для работы двигателей и теплообменных аппаратов, входящих в состав СЭУ. Обеспечение судов с большим удельным водопотреблением (рыбообрабатывающие, пассажирские н научно-исследовательские суда, транспортные рефрижераторы, ледоколы и т.д,) достаточным количеством пресной воды является одной из важнейших проблем для флота.

На практике приходится сталкиваться с большим количеством типов  и конструкций опреснителей и  разнообразными тепловыми схемами. Это разнообразие является следствием поисков наиболее экономичных схем, обусловленных конкретными особенностями судна или силовой установки, а также наиболее удобных для эксплуатации конструкции испарителей и оптимальных параметров их работы.

В настоящее время наряду с усовершенствованием  существующих способов опреснения изыскиваются новые пути решения этой важной проблемы с тем, чтобы уменьшить стоимость опресненной воды по сравнению со стоимостью воды, получаемой обычными способами для бытовых и промышленных нужд. Проводимые в этом направлении исследования охватывают следующие вопросы:

- исследования очистки воды  и сепарации пара:

- изучение свойств воды и  растворов:

- исследование взаимодействия  у границ водных систем (физические  и химические процессы на поверхностях  раздела фаз):

- изучение коллоидных систем  и процессов адсорбции:

- исследование процессов коррозии и накипеобразования.

 

1 Тепловой расчет греющей батареи

Исходные  данные для расчета:

- производительность ОУ                                               D=25 т/сутки=0.289 кг/с;

- температура  греющей воды  на входе в испаритель      t_вх =  60  ^oC;

Коэффициент подачи питательной воды (принят)

m=4.

Давление вторичного пара (принято)

p₂= 10 кПа.

Температура вторичного пара (принята)

t₂ = f(p₂) = 45 ^oC.

Температура забортной воды (принята)

t_зв = 28 ^оС.

Температура питательной воды, подаваемой к испарителю

t_пв=  t_зв + (4…9) = 28 + 8 = 36 ^оС.

Теплоемкость питательной воды

с_пв = 4.05 кДж/(кг∙К).

Теплоемкость греющей воды

с₁ = 4.18 кДж/(кг∙К).

Энтальпия вторичного пара

h₂ = f(p₂) = 2584 кДж/кг.

Теплота парообразования вторичного пара

r₂ = f(p₂) = 2392 кДж/кг.

Энтальпия дистиллята

h^'₂ = f(p₂) = 192 кДж/кг.

Удельный объем вторичного пара

υ₂ = f(p₂) = 14,7 м³/кг.

Количество продуваемого рассола

W_p = (m – 1) ∙ D = (4 – 1) ∙25 = 75 т/сутки = 0,868 кг/с.

Расход питательной воды

W₁ = m ∙ D = 4 ∙ 25 = 100 т/сутки = 1,16 кг/с.

Количество теплоты для подогрева  и испарения питательной воды

Q=(D∙r₂ + W₁ c_пв∙(t₂ – t_пв))∙η_и = (0,289∙2392+1,16∙4,05∙(45 – 25))∙1,02=800,1 кВт,

  где η_и  - коэффициент, учитывающий тепловые потери.

Температура греющей воды на выходе из испарителя (принята)

t_вых = 50 ^оС.

Средняя температура греющей воды

t_ср = 0.5∙(t_вх + t_вых) = 0,5∙(50+60) = 55 ^оС.

Расход греющей воды

 кг/с = 68,8 т/час.

Наружный и внутренний диаметр  трубок греющей батареи (принят)

d₁ = 18 мм, d₂ = 16 мм.

Скорость греющей воды в межтрубном пространстве (принята)

w₁ = 1 м/с

Число Рейнольдса для греющей воды

Re₁ = w₁∙d₁/v₁ =1 ∙ 0.018/(0.52∙10^-6) = 34615

где v₁ = 0,52∙10^-6 м²/с – коэффициент кинематической вязкости                             греющей воды при средней температуре t_ср.

Критерий Прандтля для греющей  воды при средней температуре  t_ср.

Pr₁ = 3,26.

Критерий Нуссельта для греющей  воды

Nu₁= 0,0263∙ Re^0.8 ∙ Pr₁^0,35 = 0,0263∙34615^0.8∙3.26^0.35 = 170,2.

Коэффициент теплопроводности греющей  воды при средней температуре  t_ср

λ₁ = 0,645∙10^-3 кВт/(м∙К).

Коэффициент теплоотдачи от греющей  воды к трубке испарителя

α₁ = Nu₁∙ λ₁/d₁ = 170,2∙0,645∙10^-3/ 0,018 = 6,1 кВт/(м²∙К).

Коэффициент теплопроводности металла  стенки трубки испарителя (в качестве металла выбран мельхиор)

λ_м = 0,04 кВт/(м∙К).

 

Средняя температура стенки трубки испарителя

t_ср^ст = 0.25∙(t_вх + t_вых + t₂ + t_пв) = 0,25∙(60+50+45+36) = 47,8 ^оС.

Средняя разность температур стенки трубки и кипящего рассола

Δt_c = t_ср^ст – (t₂ + t_пв)/2 = 47.8– (45 + 30)/2 = 10,3 ^oC.

Коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к кипящему рассолу

α₂ = 1,767∙10^-3∙p₂^0.58∙ Δt_c^2.33 = 1,767∙10^-3∙10^0,58∙10,3^2,33 = 1,53 кВт/(м²∙К).

Среднелогарифмический температурный напор

  ^oC.

Коэффициент теплопередачи от греющей  воды к кипящему рассолу

^_кВт/(м2∙К),

где = 0,002 м – толщина стенки испарительной трубы.

Расчетная поверхность нагрева  греющей батареи

F^`= Q/(Δt∙K) = 800.1/(14∙1,15) = 49,7 м²

Поверхность нагрева греющей батареи  с учетом накипеобразования

F = F^`∙k = 49,7∙1.1= 54,67 м² ,

где k = 1.1 – коэффициент запаса.

Высота греющей батареи (длина  трубы) принимается конструктивно

L = 1.4 м

Число трубок греющей батареи

N_гр = F/(π∙d₂∙L) = 54,67/(3.14∙0.016∙1.2) = 777

Принимаем способ разбивки трубного пучка по равносторонним треугольникам  с шагом, равным

s = (1.2…1.4)∙d₁ = 1.3 ∙ 18 =23 мм

Внутренний диаметр греющей  батареи

 

где = 0,85 – коэффициент заполнения трубной доски (принят).

С учетом размещения отбойного  щита над батареей принимаем внутренний диаметр корпуса равным  D_в=750 мм.

Напряжение зеркала испарения

R_F = 4∙D∙υ₂/(π∙ D_в²) = 4∙0,289∙14.7/(3.14∙0.75²) = 9,62 м³/(м²∙с).

Полученное напряжение предопределяет скорость подъема пара над зеркалом испарения 9,62 м/с.

Высота парового пространства (принята)

H = 0,3 м

Диаметр патрубка выхода рассола (принят)

d_p =0,04 м.

Скорость рассола в патрубке

w_p = 4W_p/(πd_p²ρ_p) = 4∙0,868/(3,14∙0.04²∙1025) = 0,67 м/с.

2 Расчет сопротивления греющей батареи

Ширина живого сечения для прохода  воды

a = 0,09 м.

Число ходов греющей воды (принято)

n = 6

Функция числа Рейнольдса

f(Re) = 0,75∙(a∙w₁/ν₁)^-0,2= 0,75∙(0,09∙1/(0,52∙10^-6))^-0,2 = 0,067.

Потеря напора при движении вдоль  перегородки 

Δp₁ = 2∙f(Re)∙n∙m∙ρ₁∙w₁² = 2∙0,067∙6∙30∙1000∙1² = 24120 Па,

где ρ₁=1000 кг/м³ – плотность греющей воды; m – число рядов труб греющей батареи, пересекаемых потоком греющей воды.

Потери напора при повороте на 180⁰

Δp₂ = 0,8∙ ρ₁∙ w₁²∙(n-1) = 0,8∙1000∙1²∙(6 - 1) = 4000 Па.

Диаметр входного и выходного патрубков (принят)

d_п=0,1 м.

Скорость греющей воды в патрубках 

w_вп = 4∙W_гр/(π∙d_п∙ ρ₁) = 4∙19,1/(3,14∙0,1²∙ 1000) = 2,4 м/с.

 

Потери во входном и выходном патрубках

Δp₃= ρ₁∙ w_вп² = 1000∙2,4² = 5760 Па.

Коэффициент неучтенных потерь (принят)

ψ = 1,3.

Гидравлическое сопротивление  греющей воды в испарителе

Δp_гр = (Δp₁+ Δp₂+ Δp₃)∙ ψ = (24120+4000+5760)∙1,3 = 44044 Па.

3 Расчет конденсатора

Число ходов воды в конденсаторе (принято)

z = 4

Кратность охлаждения (принята)

m = 90

Теплоемкость забортной воды

с_зв = 3,89 кДж/(кг∙К).

Коэффициент использования тепла  в конденсаторе (принят)

η = 0,98.

Количества тепла, отдаваемого  паром при конденсации

Q_п = D∙r₂ = 0,289∙2392 = 691,3 кВт.

Расход охлаждающей воды

W_зв = m∙D = 90∙0,289 = 26,01 кг/с = 93,6 т/час = 2247 т/сутки.

Повышение температуры охлаждающей  воды при конденсации пара

Δt_зв = Q_п∙η / (W_зв∙с_зв) = 691,3∙0,98/(26,01∙3,89) = 6,7 ^оС.

Температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора

t_{зв вых} = t_зв + Δt_зв = 6,7+28= 34,7 ^оС.

Средняя температура охлаждающей  воды в конденсаторе

t_{зв ср} =0,5∙( t_зв+ t_{зв вых}) = 0,5∙(28+34,7) = 31,4 ^оС.

Сортамент охлаждающих труб (принят)

d₁=18 мм, d₂=16 мм.

Средняя скорость воды в мельхиоровых трубках w_в < 3,5 м/с. Принимаем

w_в=1,7 м/с.

 

Количество охлаждающих трубок

 

Длина трубки конденсатора

L_к = 1,1м

Принимаем способ разбивки трубного пучка конденсатора по равносторонним треугольникам с шагом, равным

s = (1,2…1,4)∙d₁ = 1,2∙18 = 22 мм.

Наружный диаметр пучка труб конденсатора

D_к = 1,05∙s∙ = 1,05∙22∙= 460 мм.

где = 0,75 – коэффициент заполнения трубной доски (принят).

Средняя скорость пара в конденсаторе

 

Коэффициент парового сопротивления  конденсатора (принят)

µ = 3.

Паровое сопротивление конденсатора

Δp = µ∙w_п²/υ₂ = 3∙28,9²/ 14,7 = 170 Па.

Среднелогарифмический температурный напор в конденсаторе

 ^оС.

Коэффициент теплопередачи

   кВт/(м²∙К).

где k_d – коэффициент, учитывающий влияние на теплообмен диаметра трубки (при d₁ =18 мм); k_м – коэффициент, учитывающий влияние на теплообмен материала, из которого изготовлена трубка (для мельхиора).

 

Необходимая поверхность охлаждения конденсатора

F` = Q_п/(K∙Δt) = 691,3/(3,1∙13,3) = 16,7 м².

Фактическая поверхность охлаждения конденсатора

F = π∙d₁∙N∙L_к = 3,14∙0,018∙297∙1,1 = 18,4 м².

Фактическая поверхность превышает  необходимую, следовательно принятые размеры оставляем без изменений.

Диаметр входного и выходного патрубков  охлаждающей воды (принят)

d_п = 0,12 м.

Скорость охлаждающей воды в  патрубках

w_вп =4∙W_зв/(π∙d_п²∙ρ₁) = 4∙26,01/(3,14∙0,12²∙1025) = 2,2 м/с.

Критерий Рейнольдса воды при ее движении в трубках конденсатора

 

где ν_зв = 0,79∙10^-6 м²/с – кинематический коэффициент вязкости охлаждающей воды.

Коэффициент сопротивления трения при движении воды в охлаждающих  трубках

λ = 0,3164∙Re^-0.25 = 0,3164∙34430^-0,25 = 0,013.

Потери давления на трение при движении воды в трубках конденсатора

 

Потери давления при входе и  выходе воды из труб

ΔP₂ = ξ_вх∙(ρ_зв∙w_в²)/2 = 1,2∙(1025∙1,7²)/2 = 1777 Па.

где ξ_вх = 1,2 – коэффициент местного сопротивления при входе и выходе воды из трубок.

Потери давления в водяных камерах

 

где ξ_кр = 1,2 – коэффициент местного сопротивления при входе воды в водяные камеры.

Гидравлическое сопротивление  конденсатора