 |
Распределение полезной разности температур
|
|
|
|
Полезные разности температур в корпусах установки находим из условия равенства их поверхностей теплопередачи:
∆tпj=Σ∆tп//////////////
где ∆tПj , Qj, Kj — соответственно полезная разность температур, тепловая нагрузка, коэффициент теплопередачи для j-го корпуса. Подставив численные значения, получим:
∆tп1=0,3*52,92=15,8 град.
∆tп2=52,92*(3,15/9,84)=16,93 град.
∆tп3=52,92*(3,65/9,84)=19,64 град.
Проверим общую полезную разность температур установки:
∑∆tп=15,8+16,94+19,64=52,92 град.
Теперь рассчитаем поверхность теплопередачи выпарных аппаратов по формуле (4.1):
F1=(5002*103)/(1644*15,8)=186,9
F2=(4904*103)/(1553*16,94)=186,4
F3=(5466*103)/(1497*19,62)=186,1
Найденные значения мало отличаются от ориентировочно определенной ранее поверхности Fop. Поэтому в последующих приближениях нет необходимости вносить коррективы на изменение конструктивных размеров аппаратов (высоты, диаметра и числа труб). Сравнение распределенных из условий равенства поверхностей теплопередачи и предварительно рассчитанных значений полезных разностей температур ∆tп представлено ниже:
Корпус
1 2 3
Распределенные в 1-м приближении значения ∆tп град. 15,8 16,94 19,62
Предварительно рассчитанные значения ∆tп град. 8,81 5,8 3 8,31
Второе приближение
Как видно, полезные разности температур, рассчитанные из условия равного перепада давления в корпусах и найденные в 1-м приближении из условия равенства поверхностей теплопередачи в корпусах, существенно различаются. Поэтому необходимо заново перераспределить температуры (давления) между корпусами установки. В основу этого перераспределения температур (давлений) должны быть положены полезные разности температур, найденные из условий равенства поверхностей теплопередачи аппаратов.
|
|
|
4.1. 8. Уточненный расчет поверхности теплопередачи
В связи с тем, что существенное изменение давлений по сравнению с рассчитанным в первом приближении происходит только в 1-м и 2-м корпусах (где суммарные температурные потери незначительны), во втором приближении принимаем такие же значения Д', Д" и Д'" для каждого корпуса, как в первом приближении. Полученные после перераспределения температур (давлений) параметры растворов и паров по корпусам представлены ниже:
| Параметры Производительность по испаряемой воде w, кг/с Концентрация растворов х % Температура греющего пара в 1-м корпусе tг, °С Полезная разность температур ∆tпград Температура кипения раствора tк=tг- ∆tпград. Температура вторичного пара tвп=tк-(∆'+∆") град Давление вторичного пара Pвп Мпа Температура греющего пара tг=tвп-∆'" | Корпус | ||
| 2,364 8,1 179,0 16,34 162,66 157,67 0,5871 | 2,518 13,6 - 16,94 147,26 122,76 0,2007 156,67 | 2,937 50,0 - 19,62 113,28 73,59 0,0174 121,76 |
Рассчитаем тепловые нагрузки (в кВт):
Q1=1,03(8,89*3,92(162,66-157,67)+2,364(2769-4,19*162,66))=5113
Q2=1,03(6,53*3,84(147,26-122,76)+2,518(2730-4,19*147,26))=5953
Q3=1,03(4,02*3,52(113,28-73,59)+2,937(2598-4,19*113,28))=6814
Расчет коэффициентов теплопередачи, выполненный описанным выше методом, приводит к следующим результатам в Вт/(м2-К):
К1 = 1621, К2 = 1598, К3 = 1527
Распределение полезной разности температур:
∆tп1=52,92*3,154/(3,154+3,725+4,462)=15,7 град.
∆tп2=52,92*3,725/11,341=17,384 град.
∆tп3=52,92*4,462/11,341=20,127 град.
Проверка суммарной полезной разности температур:
∑∆tп=15,7+17,284+20,127=52,92 град.
Сравнение полезных разностей температур ∆tп полученных во 2-м и 1-м приближениях, приведено ниже:
Корпус
1 2 3
∆tпво 2-м приближении, град 15,7 17,28 20,1
∆tп в 1-м приближении, град 15,8 16,94 19,62
Различия между полезными разностями температур по корпусам в 1-м и 2-м приближениях не превышают 5%.
|
|
|
Поверхность теплопередачи выпарных аппаратов:
F1=5002000/(1644*15,7)=182,1
F1=4904000/(1553*17,2)=182,5
F1=5466000/(1497*20,1)=181,9
По ГОСТ 11987—81 выбираем выпарной аппарат со следующими характеристиками (см. Приложение 4.2):
Номинальная поверхность теплообмена Fн200 м 2
Диаметр труб d 38X2 мм
Высота труб Н 4000 мм
Диаметр греющей камеры dK 1200 мм
Диаметр сепаратора dc 2800 мм
Диаметр циркуляционной трубы d4 8 00 мм
Общая высота аппарата Hs 14 500 мм
Масса аппарата Мв 14 800 кг
4.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОЛЩИНЫ ТЕПЛОВОЙ ИЗОЛЯЦИИ
Толщину тепловой изоляции δн находят из равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции от поверхности изоляции в окружающую среду:
αв(tст2-tв)= (λн/δн)(tст1- tст2)
где αв= 9,3 + 0,058tст2— коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности изоляционного материала в окружающую среду, Вт/(м2-К); tст2— температура изоляции со стороны окружающей среды (воздуха); для аппаратов, работающих в закрытом помещении, tст2 выбирают в интервале 35—45°С, а для аппаратов, работающих на открытом воздухе в зимнее время — в интервале 0—10 °С; tст1— температура изоляции со стороны аппарата; ввиду незначительного термического сопротивления стенки аппарата по сравнению с термическим сопротивлением слоя изоляции tст1принимают равной температуре греющего пара tг1,tв— температура окружающей среды (воздуха), °С; λн— коэффициент теплопроводности изоляционного материала, Вт/(м-К). Рассчитаем толщину тепловой'изоляции для 1-го корпуса:
αв=9,3+0,058*40=11,6Вт/(м2-К).
В качестве материала для тепловой изоляции выберем совелит (85 % магнезии + 15% асбеста) [11], имеющий коэффициент теплопроводности λн = 0,09 Вт/(м-К). Тогда получим:
δн=0,09(179,0-40,00)/11,6(40,00-20,00)=0,053м
Принимаем толщину тепловой изоляции 0,055 м и для других корпусов.
4.3. РАСЧЕТ БАРОМЕТРИЧЕСКОГО КОНДЕНСАТОРА
Для создания вакуума в выпарных установках обычно применяют конденсаторы смешения с барометрической трубой. В качестве охлаждающего агента используют воду, которая подается в конденсатор чаще всего при температуре окружающей среды (около 20 °С). Смесь охлаждающей воды и конденсата выливается из конденсатора по барометрической трубе. Для поддержания постоянства вакуума в системе из конденсатора с помощью вакуум-насоса откачивают неконденсирующиеся газы.
|
|
|
Необходимо рассчитать расход охлаждающей воды, основные размеры (диаметр и высоту) барометрического конденсатора и барометрической трубы, производительность вакуум-насоса.
4.3.1. Расход охлаждающей воды
Расход охлаждающей воды Gв определяют из теплового баланса конденсатора:
Gв=w3(lбк-свtк)/св(tк-tн)
где lбк— энтальпия паров в барометрическом конденсаторе, Дж/кг; tH —начальная температура охлаждающей воды, °С; tK — конечная температура смеси воды и конденсата, °С.
Разность температур между паром и жидкостью на выходе из конденсатора должна быть 3—5 град. Поэтому конечную температуру воды tK на выходе нз конденсатора примем на 3 град ниже температуры конденсации паров:
tк=tбк-3=53,9-3=50,9 град.
Тогда
Gв=2,937(2598000 – 4,19*103 *50,9)/4,19*103 (50,9-20)=54 кг/с
4.3.2. Диаметр конденсатора
Диаметр барометрического конденсатора d6K определяют из уравнения расхода
dбк=√4w3/(ѵρ3,14)
где ρ— плотность паров, кг/м3; v — скорость паров, м/с.
При остаточном давлении в конденсаторе порядка 104 Па скорость паров v = = 15—25 м/с. Тогда
dбк=√4*2,937/(20*3,14*0,110)=1,3 м
По нормалям НИИХИММАШа [12] подбираем конденсатор диаметром, равным расчетному или ближайшему большему. Определяем его основные размеры. Выбираем барометрический конденсатор диаметром dбк=1600 мм (см. Приложение 4.5).
4.3.3. Высота барометрической трубы
В соответствии с нормалями [12], внутренний диаметр барометрической трубы dбтравен 300 мм. Скорость воды в барометрической трубе
v=4( Gв+w3)/3,14ρdбт2=4(54+2,937)/3,14*1000*0,32=0,805 м/с
Высота барометрической трубы
Нбт=В/ρв9,81+(1+Σξ+ λ*Нбт/dбт) v2в2/9,81+0,5
где В — вакуум в барометрическом конденсаторе, Па; Σξ— сумма коэффициентов местных сопротивлений; λ— коэффициент трения в барометрической трубе; 0,5 — запас высоты на возможное изменение барометрического давления, м.
В =Pатм - Pбк = 9,8*104—1,6*104=8,2*104 Па
Σξ=ξвх + ξвых = 0,5 + 1,0 = 1,5,
где ξвх, ξвых— коэффициенты местных сопротивлений на входе в трубу и на выходе из нее.
|
|
|
Коэффициент трения λзависит от режима течения жидкости. Определим режим течения воды в барометрической трубе:
Re= vв ρвdбт/ µ в=0,805*0,3*1000/0,54*10-3=447000
Для гладких труб при Re = 447 000 коэффициент трения λ= 0,013 получим:
Нбт= 8,2*104/1000*9,8+(1+1,5+0,013*Нбт/0,3) 0,8052/2*9,8+0,5
Нбт=9,7м
4. РАСЧЕТ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ВАКУУМ-НАСОСА
Производительность вакуум-насоса Gвоздопределяется количеством газа (воздуха), который необходимо удалять из барометрического конденсатора:
Gвозд= 2,5*10-5 ( w3+ GB) + 0,01w3
где 2,5*10-5 — количество газа, выделяющегося из 1 кг воды; 0,01 — количество газа, подсасываемого в конденсатор через неплотности, на 1 кг паров. Тогда Gвозд= 2,5*10-5(2,937+ 54) +0,01*2,937 =30,7*10-3 кг/с.
Объемная производительность вакуум-насоса равна:
Vвозд=R(273+tвозд)Gвозд/(МвоздРвозд)
где R — универсальная газовая постоянная, Дж/(кмоль-К); Мвозд— молекулярная масса воздуха, кг/кмоль; tвозд— температура воздуха, °С; Рвозд— парциальное давление сухого воздуха в барометрическом конденсаторе, Па. Температуру воздуха рассчитывают по уравнению:
tвозд=tн+4+0,1(tк-tн)=20+4+01(50,9-20)=27 град.
Давление воздуха равно:
Рвозд = Рбк -Рп,
где Рп — давление сухого насыщенного пара (Па) при tвозд = 27 °С. Подставив, получим: Рвозд = 0,16*9,8*104 - 0,039*9,8*104= 1,18*104 Па.
Тогда:
Vвозд=8310(273+27)30,7*10-3/29*1,18*104 = 0,22 м3/с =13,4 м3/мин
Зная объемную производительность Vвозди остаточное давление Рбкпо каталогу [13] подбираем вакуум-насос типа ВВН-25 мощностью на валу N = 48 кВт (см. Приложение 4.6).
4.5. РАСЧЕТ ОПТИМАЛЬНОГО ЧИСЛА КОРПУСОВ
МНОГОКОРПУСНОЙ УСТАНОВКИ
В качестве критерия оптимальности могут быть приняты различные технико-экономические показатели, например стоимость единицы выпускаемой продукции, приведенный доход, приведенные затраты и другие. В частности, экономически оптимальное число корпусов многокорпусной выпарной установки можно найтн по минимуму приведенных затрат, которые определяют по формуле
П=К/ТН + Э, (4.27)
где К — капитальные затраты, тыс. руб.; Э — эксплуатационные затраты, тыс. руб/год; Тн — нормативный срок окупаемости, который можно принять равным 5 годам.
Капитальные затраты, зависящие от числа корпусов п, складываются из стоимости всех корпусов — п Цк, подогревателя исходного раствора — Цп, вакуум-насоса — Цвн, арматуры, трубопроводов, КИП и вспомогательного оборудования (например, конденсатоотводчиков) — Ца а также затрат на доставку и монтаж оборудования, устройство площадки, фундамент, здание и пр.— Цм.
С увеличением п наиболее существенно возрастает стоимость самих корпусов Цк вследствие роста температурных потерь во всей установке и непропорционального уменьшения полезной разности температур, приходящейся на один корпус. Растут также затраты на арматуру, трубопроводы, КИП и вспомогательное оборудование, а также затраты на доставку и монтаж оборудования. Эти затраты принято определять в долях стоимости основного оборудования. Для многокорпусной выпарной установки их можно приближенно принять равными 60—80 % от стоимости корпусов: Ц а+Ц м= = 0,7nЦк.
|
|
|
Другие слагаемые капитальных затрат изменяются с ростом числа корпусов менее значительно и при минимизации приведенных затрат их можно не учитывать. (В частности, стоимости подогревателя и насоса увеличиваются, так как с увеличением п растут температура и давление в первом крпусе. Стоимости же барометрического конденсатора и вакуум-насоса уменьшаются, так как уменьшается количество вторичного пара в последнем корпусе. В установках с принудительной циркуляцией раствора в стоимость установок должна быть включена стоимость осевых циркуляционных насосов. Однако она составляет незначительную долю от стоимости самих корпусов, и ее также можно не учитывать.
Таким образом, капитальные затраты, существенные для решения задачи выбора оптимального числа корпусов, определяются по уравнению
К = 1,7nЦк,.
Эксплуатационные расходы Э включают годовые амортизационные отчисления и затраты на ремонт, определяемые в долях от капитальных затрат коэффициентами Ка и КР, а также затраты на пар и электроэнергию:
Э = (Ка + КР) К + [ (D + Dп ) Цd+ (nNцн + Nн + Nвн ) Цэ] τ.
Для приближенных расчетов можно принять Ка = 0,1 год-1, КР=0,05 год-', число часов работы в год непрерывно действующего оборудования τ равным 8000 ч/год. В уравнении (4.29) D н Dп— расходы (в т/ч) пара, подаваемого в первый корпус установки и в предварительный подогреватель; Nцн, Nни Nвн— расходы электроэнергий (кВт), затрачиваемой циркуляционными насосами (см. Приложение 4.7), насосом подачи исходного раствора и вакуум-насосом; Цd и Цэ — стоимости 1 т пара и 1 кВт-ч электроэнергии (тыс. руб.).
Наибольшие затраты приходятся на греющий пар D, подаваемый в первый корпус установки и в подогреватель Dп, причем с увеличением п достигается существенная экономия лишь пара на выпаривание, а расход пара на подогрев исходного раствора до температуры кипения даже несколько возрастает за счет увеличения давления в первом корпусе.
Расходы на электроэнергию в установках с принудительной циркуляцией раствора в корпусах возрастают пропорционально числу корпусов: nNцн,В установках с естественной циркуляцией они незначительны (только на подачу раствора в первый корпус и поддержание вакуума), мало зависят от числа корпусов и в расчетах приведенных затрат с целью оптимизации могут не учитываться.
Стоимость одного корпуса выпарной установки Цк определяется как произведение цены единицы массы аппарата на его массу. Цена единицы массы выпарного аппарата в рублях за 1 т определяется в соответствии с Прейскурантом № 23-03, 1981 г. (см. Приложение 4.8). Масса аппаратов (см. Приложение 4.2) зависит от их номинальной поверхности теплопередачи; ее принимают ближайшей к большей, полученной в результате технологического расчета. Массу труб Мтр в греющих камерах можно приближенно определить по уравнению:
Мтр=ρст*δтр*F=7850 • 0,002F = 15,7F,
где F — номинальная поверхность теплопередачи (м2); δтр — толщина стенок труб (м); ρст—плотность стали (кг/м3).
|
|
|
