Опреснительные установки и расчет основных параметров

Опреснительные установки, также известные как установки для очистки воды, играют важную роль в обеспечении качественной питьевой водой и водой для промышленных нужд. Расчет опреснительных установок является важным этапом проектирования и обеспечивает оптимальное функционирование системы. В данном материале рассмотрим примеры расчета опреснительных установок различных типов.

СодержаниеСвернуть

Расчет утилизационного опреснителя
Расчет одноступенчатого испарителя кипящего типа с паровым обогревом
Расчет многоступенчатого адиабатного опреснителя

В зависимости от конкретных условий и требований, расчеты опреснительных установок могут значительно различаться. Однако в каждом случае они направлены на обеспечение надежного и эффективного обеспечения водой на судне.

Расчет утилизационного опреснителя

Выбор основных параметров и конструктивных размеров. Как показывают испытания и опыт эксплуатации ряда конструкций опреснителей рассматриваемого типа на Современные транспортные суда различного назначениясудах российского флота, достижимый в этих конструкциях тепловой поток, длительность работы между очистками от накипи, а также габаритные размеры и главным образом высота во многом предопределяются выбором таких параметров, как коэффициент подачи питательной воды, высота нагревательной батареи, давление вторичного пара и скорость его подъема, организация движения испаряемой воды. Остальные размеры находятся расчетом.

Основные мотивы, определяющие выбор важнейших характеристик опреснителя и, в частности, длины трубок нагревательной батареи или ее высоты H_б, – необходимость получить возможно большее значение теплового потока q₁ = d_λ∆t_{ст. в} и стремление уменьшить отложения накипи. Чем больше высота батареи, тем больше гидростатическая депрессия, возрастающая по мере углубления вакуума и снижающая эффективную разность температур между стенкой трубки и кипящей водой ∆t_{ст. в}. Так, при давлении 0,06 ата повышение H_б от 0,4 до 0,8 м приводит к увеличению гидростатической депрессии в средней части трубок на 4 град, что соответствует уменьшению ∆t_{ст. в} на 40-45 %. Но наряду с этим при увеличении высоты батареи затрудняется всплывание паровых пузырьков и, следовательно, повышается среднее по высоте паросодержание кипящей воды в трубках, уменьшается толщина пристенного слоя воды и улучшается теплоотдача.

Совместным влиянием этих факторов обусловлено существование некоторого оптимального значения H_б, при котором произведение α₂∆t_{ст. в} максимально.

Что касается условий образования накипи, то главными факторами, влияющими на этот процесс при весьма малых температурах и концентрациях рассола, характерных для глубоковакуумных испарителей, следует признать паросодержание смеси и время задержки рассола. Чем меньше обе эти величины, тем менее вероятно образование накипи.

Ввиду весьма большого удельного объема пара в глубоковакуумных вертикально-трубных испарителях можно ожидать возникновения кольцевого режима течения, при котором в центре трубки движется пар с отдельными каплями воды, а по стенкам увлекается водяная пленка.

При большой длине трубок и малых значениях коэффициента подачи это может привести к разрыву пленки и ее высыханию на отдельных участках верхней части трубок. Образование накипи в таких условиях неизбежно, что и подтверждается опытом работы опреснителей серии Д. Грубо говоря, при этих условиях пар выбрасывает почти всю воду из верхней части трубки. Именно поэтому для всех благополучно работающих опреснителей рассматриваемого типа характерна значительно меньшая высота батареи и большее число трубок, чем для опреснителей серии Д, и увеличенный коэффициент подачи питательной воды (m = 4 ÷ 5).

Кроме того, высота трубок влияет и на интенсивность заброса рассола в паровое пространство, так как при длинных трубках их общее количество меньше и, следовательно, скорость пароводяной смеси на выходе из трубок больше. Установка отбойного щита над трубками уменьшает общее увлажнение пара, но не изменяет его зависимости от высоты трубок, так как за щитом основную часть влаги составляют мелкие транспортируемые капли, образующиеся при интенсивных ударах фонтанирующих струй об отбойный щит.

Пройдите этот тест полностью на нашем сайте, по ссылке: Тренировочный CES тест по опреснению воды на судне (Fresh Water Generator)

Методика назначения оптимальной высоты трубок с учетом указанных факторов еще не разработана. Однако, исходя из опыта эксплуатации ряда опреснителей, можно отметить, что к оптимальным наиболее близки значения, характерные для успешно эксплуатируемых и достаточно компактных опреснителей «Атлас». Они составляют 350, 450 и 500 мм для моделей АФГУ 2, 5 и 7 с производительностью 5-6, 21-25 и 42-50 т/сутки соответственно.

Заслуживает внимания и такая эксплуатационная особенность коротких трубок, как возможность ручной их очистки без разбора опреснителя. Для этого в корпусе предусматриваются лаз и съемный отбойный щиток.

Из других конструктивных отличий батареи, связанных с меньшей ее высотой, следует отметить соответственно меньшее число ходов греющей воды: оно не превышает четырех (в опреснителях серии Д число ходов доходит до восьми). Чем меньше число ходов, тем меньше доля бесполезных сопротивлений при повороте потока греющей воды и, следовательно, больше скорость воды между трубками, достижимая при данном напоре циркуляционного насоса.

В новых батареях отсутствует центральный рециркуляционный канал, так что батарея является прямоточной. Это позволяет до минимума (0,5 ÷ 1 мин) сократить время задержки воды в батарее, благодаря чему распад бикарбонатов происходит лишь частично, и соответственно уменьшается вероятность отложения накипи. Этому же способствует повышенная скорость движения воды во входной части трубок, достигаемая за счет увеличенных значений коэффициента подачи. В рассматриваемых испарителях время задержки испаряемой воды – порядка одной минуты.

Как видно из статьи «Накипеобразование в испарителях морской воды и методы его предотвращения на суднеКоличество накипи в различных условиях испарения морской воды», увеличение времени задержки до двух минут более чем в полтора раза повысило бы карбонатную щелочность и соответственно количество образующейся накипи. И наоборот, сокращение времени задержки позволяет существенно уменьшить отложение накипи. В связи с этим при длительной эксплуатации средний по времени коэффициент теплопередачи оказывается более высоким, чем в батареях с рециркуляцией, где первоначальное его значение при чистых трубках может быть несколько большим благодаря малой высоте экономайзерного участка.

Другой фактор, способствующий сокращению времени задержки рассола, – количество питательной воды. Увеличением коэффициента подачи m (отношения количества питательной воды к производительности опреснителя) до 4-5 против обычного для вакуумных испарителей (2,5-3) удается добиться пропорционального снижения времени задержки и соответственно уменьшения темпов образования накипи настолько, что становится возможной эксплуатация опреснителей без очистки в течение 5-6 тыс. ч.

Увеличение подачи питательной воды и снижение концентрации рассола также позволяет увеличить коэффициент теплоотдачи в экономайзерных и парообразующих участках трубок. Так, если для морской воды значения α₂ лишь на 28 % меньше, чем для дистиллированной, то для рассола двойной концентрации эта разница составляет уже 36 %. Поэтому улучшение теплопередачи за счет разбавления рассола дает значительный эффект, с избытком компенсирующий некоторое увеличение расхода тепла на опреснитель. Это увеличение расхода тепла на подогрев добавочной воды до температуры кипения составляет всего лишь 12-14 ккал/кг, т. е. не превышает 2 %, что для утилизационного опреснителя никакого значения иметь не может.

Таким образом, при увеличении m от 2,5-3 до 4-5 можно добиться следующих результатов:

уменьшения паросодержания в трубках и вероятности высыхания пленки воды;
сокращения времени задержки рассола и степени распада бикарбонатов и соответственно замедления образования накипи;
снижения солесодержания вторичного пара;
увеличения коэффициента теплоотдачи.

В соответствии с этим для дальнейших расчетов принято m = 4.

Температура вторичного пара t₂ принята равной 40 °С. Основанием для этого служит условие получения минимальной суммарной поверхности испарителя и конденсатора, а следовательно, и наименьшей стоимости опреснителя.

Расчет:

Исходные данные:

Тип – глубоковакуумный кипящий одноступенчатый вертикально-трубный (испаритель и конденсатор в общем корпусе).
Производительность W₂ = 5 т/сутки = 208 кг/ч.
Температура греющей воды на входе в испаритель
$t_{1}^{'} = 60$
°С.
Температура греющей воды на выходе из испарителя
$t_{2}^{''} = 52,5$
°С.
Концентрация солей в забортной воде B₀ = 3,5 %.
Солесодержание дистиллята S = 20 мг/л.
Температура забортной воды t_{з. в} = 28 °С.

Принимают:

Коэффициент подачи питательной воды в соответствии с приведенными выше данными m = 4.
Температуру вторичного пара t₂ = 40 °С. Основанием служит условие получения минимальной суммарной поверхности испарители и конденсатора.

Из этого условия можно вывести следующее соотношение между коэффициентами теплопередачи в испарителе и конденсаторе K_и и K_к и температурными напорами ∆t_и и ∆t_к:

\frac{∆ t_{и}}{∆ t_{к}} = \sqrt{\frac{K_{к}}{K_{и}}};

∆ t_{к} + ∆ t_{и} = t_{1}^{с р} - t_{з . в}^{с р},

где:

$t_{1}^{с р} = 56, 3$
°С – средняя температура греющей воды в испарителе;
$t_{з . в}^{с р} \approx 31$
°С – средняя температура забортной воды в конденсаторе.

Отсюда:

∆ t_{к} = \frac{t_{1}^{с р} - t_{з . в}^{с р}}{1 + \sqrt{\frac{K_{к}}{K_{и}}}} = \frac{56, 3 - 31}{1 + \sqrt{2}} \approx 10, 5 г р а д,

а температура вторичного пара:

$t_{2} = 31 + 10, 5 = 41, 5$

°С.

Учитывая, однако, что вблизи минимума эта сумма изменяется незначительно, принимаем ради уменьшения накипеобразования расчетное значение t₂ = 40 °С.

Определяют по таблицам:

Давление вторичного пара: p₂ = 0,0752 ата.
Теплоемкость питательной воды: c_{п. в}= 0,96 ккал/(кг·град).
Теплоемкость греющей воды: c₁ = 1 ккал/(кг·град).
Теплосодержание вторичного пара: i₂ = 614,7 ккал/кг.
Теплосодержание дистиллята: q₂ = 40 ккал/кг.
Удельный объем вторичного пара: v₂ = 19,55 м/кг.

Порядок расчета:

Количество продуваемого рассола:

W_{р} = (m - 1) W_{2} = (4 - 1) 208 = 624 к г / ч .

Расход питательной воды:

W_{1} = m W_{2} = 832 к г / ч .

Количество тепла для подогрева и испарения питательной воды при условии, что она направляется в испаритель с температурой
t_{п. в}= 28 °C,

Q = W_{2} [r_{2} + m c (t_{2} - t_{п . в})] = 208 [574, 7 + 4 \cdot 0, 96 (40 - 28)] = 127 000 к к а л / ч .

Расход греющей воды:

W_{г р} = Q : [c_{1} (t_{1}^{'} - t_{1}^{”})] = 127 000 : [1 (60 - 52, 5)] = 16, 9 м^{3} / ч .

Наружный диаметр трубок греющей батареи d_н = 16 мм, внутренний d_вн = 14 мм. Высота сечения для прохода греющей воды принята конструктивно в соответствии с диаметром трубопровода и ожидаемой скоростью воды между трубками h = 60 мм, ширина b = 83 мм. Скорость греющей воды в межтрубном пространстве:

w = \frac{W_{г р}}{3 600 b h} = \frac{16, 9}{3 600 \cdot 0, 083 \cdot 0, 060} = 0, 95 м / с е к .

Критерий Рейнольдса для греющей воды:

R e = \frac{w d_{н}}{ν} = \frac{0, 95 \cdot 0, 016 \cdot 10^{6}}{0, 508} = 29 900 .

Критерий Прандтля для греющей воды при

$t_{1}^{ср}$

Pr = 3,21 (по справочной таблице).

Критерий Нуссельта по формуле В. Н. Тимофеева для охлаждаемой жидкости:

N u = 0, 0263 R e^{0, 8} P r^{0, 35} = 0, 0263 \cdot 29 900^{0, 8} \cdot 3, 21^{0, 35} = 167, 5 .

Коэффициент теплопроводности греющей воды:

λ_в = 0,563 ккал/(м·ч·град) (по справочным таблицам).

Коэффициент теплоотдачи от греющей воды к трубке:

α_{1} = \frac{λ_{в} N u}{d_{н}} = \frac{0, 563 \cdot 167, 5}{0, 016} = 5 900 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д) .

Коэффициент теплопроводности металла трубок греющей батареи:

λ_м = 330 ккал/(м·ч·град) (по справочным таблицам).

Средняя температура стенки трубки:

t_{с р}^{ст} = 0, 5 [(\frac{t_{1}^{'} + t_{1}^{”}}{2}) + (\frac{t_{2} + t_{п . в}}{2})] = 0, 5 [(\frac{60 + 52, 5}{2}) + (\frac{40 + 28}{2})] = 45, 13 ° C

Средняя разность температур стенки трубки и кипящего рассола:

∆ t = t_{с р}^{ст} - \frac{t_{2} - t_{п . в}}{2} = 45, 13 - 34 = 11, 13 г р а д .

Коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к кипящему рассолу по формуле М. А. Михеева:

α_{2} = 22 p^{0, 58} ∆ t^{2, 33} = 22 \cdot 0, 0752^{0, 58} \cdot 11, 13^{2, 33} = 1 350 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д) .

Средняя логарифмическая разность температур:

∆ t_{F} = \frac{(t_{1}^{”} - t_{п . в}) - (t_{1}^{'} - t_{2})}{2, 3 l g \frac{t_{1}^{”} - t_{п . в}}{t_{1}^{'} - t_{2}}} = \frac{(52, 6 - 28) - (60 - 40)}{2, 3 l g \frac{52, 6 - 28}{60 - 40}} = 22, 2 г р а д .

Коэффициент теплопередачи от греющей воды к рассолу определяют как для плоской стенки, так как d_н/d_вн < 1,5:

K = \frac{1}{\frac{1}{α_{1}} + \frac{l}{λ_{м}} + \frac{1}{α_{2}}} = \frac{1}{\frac{1}{5 900} + \frac{0, 001}{300} + \frac{1}{1 350}} = 1 090 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д) .

Поверхность нагрева испарителя (греющей батареи):

F = \frac{Q}{{∆ t}_{F}} = \frac{127 000}{22, 2 \cdot 1 090} = 5, 25 м^{2} .

С учетом запаса поверхности на образование накипи принимают:

F = 6,5 м².

Высоту греющей батареи конструктивно принимают:

l = 0,36 м.

Число трубок греющей батареи:

z = \frac{F}{π d_{в н} l} = \frac{6, 5}{3, 14 \cdot 0, 014 \cdot 0, 36} = 380 .

Из условия размещения этого количества трубок при треугольной их разбивке с шагом 22 мм получают необходимую площадь трубной доски 0,194 м² и соответствующий ей внутренний диаметр батареи 500 мм. Наружный диаметр по фланцу батареи принят 580 мм. В соответствии с этим, а также с учетом необходимости размещения отбойного щита над батареей принимают внутренний диаметр корпуса D_вн = 0,8 м.

Отсюда напряжение зеркала испарения:

R_{F} = \frac{4 W_{2} v_{2}}{π D_{в н}^{2}} = \frac{4 \cdot 208 \cdot 19, 55}{3, 14 \cdot 0, 8^{2}} = 8 100 м^{3} / (м^{2} \cdot ч) .

Такое напряжение, предопределяющее скорость подъема пара над зеркалом 2,25 м/сек, позволяет получить солесодержание дистиллята менее 10 мг/л без дополнительных сепарационных устройств (см. таблицу «Сепарация пара в испарителях на судах морского флотаИзмерение влажности пара в зависимости от нагрузки парового объема опреснителя «Атлас»»).

Однако расстояние между зеркалом испарения и приемным отверстием конденсатора в этом случае должно быть не менее 600 мм. Поэтому назначаем высоту паровoго пространства H = 0,95 м.

Наружный диаметр кожуха конденсатора D_к = 0,34 м определен из расчета конденсатора.

Отсюда напряженность парового объема:

R_{v} = \frac{W_{2} v_{2}}{H π D_{в н}^{2} \frac{1}{4} - 0, 785 D_{к}^{2} D_{в н}} = \frac{208 \cdot 19, 55}{0, 95 \cdot 3, 14 \cdot 0, 95^{2} \cdot 0, 25 - 0, 785 \cdot 0, 34^{2} \cdot 0, 8} = 9 850 м^{3} / (м^{3} \cdot ч) .

Это значение меньше предельного [35-30 тыс. м/(м·ч)], допускаемого в подобных опреснителях. Его увеличение потребовало бы для сохранения требуемой чистоты пара установить сепаратор, что привело бы к увеличению H. Поэтому в данном случае такое увеличение не оправдано.

Диаметр патрубка выхода рассола конструктивно принимают:

d_р = 0,025 м.

Скорость рассола в патрубке:

w_{р} = \frac{W_{р}}{2 825 d_{р}^{2}} = \frac{0, 624}{2 825 \cdot 0, 025^{2}} = 0, 357 м / с е к .

Расчет сопротивления в межтрубном пространстве греющей батареи:

Число рядов трубок, пересекаемых потоком, m = 20.

Число ходов греющей воды: n = H ÷ h = 0,36 ÷ 0,06 = 6.
Ширина живого сечения для прохода воды: a = 0,083 м.
Скорость греющей воды в межтрубном пространстве: w = 0,95 м/сек.
Удельный вес греющей воды (по справочным таблицам): γ₁ = 984 кГ/м³.
Коэффициент динамической вязкости (по справочным таблицам): μ = 51 · 10^-6 кг·сек/м².

Функция числа Рейнольдса:

f R e = 0, 75 {(\frac{a w γ_{1}}{μ g})}^{- 0, 2} = 0, 75 (\frac{0, 068 \cdot 0, 95 \cdot 984}{51 \cdot 10^{- 6} \cdot 9, 81}) = 0, 122,

где:

g – ускорение силы тяжести.

Потеря напора при движении вдоль перегородки:

∆ P_{1} = \frac{4 f R e m w^{2} γ n}{2 g} = \frac{4 \cdot 0, 122 \cdot 15 \cdot 0, 95 \cdot 984 \cdot 6}{2 \cdot 9, 81} = 2 090 к Г / м^{2} .

Потеря напора при повороте на 180°:

∆ P_{2} = 0, 0815 γ_{1} w^{2} (n - 1) = 0, 0815 \cdot 984 \cdot 0, 95^{2} \cdot 5 = 325 к Г / м^{2} .

Диаметры входного и выходного патрубков (принимают конструктивно):

d_п = d_вх = d_вых = 0,06 м.

Скорость греющей воды в патрубках:

w_{в . п} = \frac{W_{2} \cdot 10^{3}}{2 825 d_{п}^{2} γ_{1}} = \frac{16, 9^{3} \cdot 10^{3}}{2 825 \cdot 0, 06^{2} \cdot 984} = 1, 69 м / с е к .

Потери во входном и выходном патрубках:

∆ P_{3} = 2 \frac{w_{в . п}^{2} γ_{1}}{2 g} = \frac{1, 69^{2} \cdot 984}{2 \cdot 9, 81} 2 = 287 к Г / м^{2} .

Коэффициент неучтенных потерь (принимают):

ψ = 1,3.

Полное гидродинамическое сопротивление по греющей воде:

∆ P = (∆ P_{1} + ∆ P_{2} + ∆ P_{3}) ψ = (2 090 + 325 + 287) 1, 3 = 3 520 к Г / м^{2} .

Расчет конденсатора:

Исходные данные:

Количество пара, поступающего в конденсатор: W₂ = 5 т/сутки = 208 кг/ч.
Давление пара, поступающего в конденсатор (из теплового расчета испарителя): p_п = 0,0752 ата.
Температура охлаждающей воды (принимают): t_{з. в} = 28 °C.
Давление охлаждающей воды (принимают): p_{з. в} = 4 ата.
Коэффициент использования тепла в конденсаторе (принимают): η = 0,98.
Число ходов воды в конденсаторе (принимают): z = 4.
Кратность охлаждения (расход циркуляционной воды в кг на 1 кг конденсирующего пара) принимают: M = 80.

Определяют по таблицам:

Теплоемкость забортной воды (см. табл. 1-5):

c_{з. в} = 0,93 ккал/(кг·град).

Таблица 1. Поверхностное натяжение воды
t, °C	0	10	20	30	40	50	60	70	80	90	100	110	120	130	140	150
σ · 10⁴, кГ/м	77,1	75,6	74,1	72,6	71,0	69,1	67,5	65,6	63,8	61,9	60,0	58,0	55,9	53,9	51,7	49,6

Таблица 2. Теплоемкость морской воды в зависимости от солености и температуры (при атмосферном давлении)
t, °C	Соленость, °Бр
t, °C	0	1 000	2 000	3 000	4 000
0	1,005	0,973	0,956	0,944	0,930
5	1,003	0,971	0,954	0,942	0,928
10	1,002	0,970	0,952	0,940	0,927
15	1,000	0,968	0,951	0,938	0,926
20	0,999	0,967	0,950	0,938	0,925
25	0,998	0,967	0,949	0,937	0,924
30	0,998	0,966	0,949	0,937	0,923

Таблица 3. Значение коэффициентов температуропроводности, плотности, кинематической вязкости и критерия Прандтля для морской воды в зависимости от ее температуры (3 000 °Бр, С = 0,94 ккал/(кг·град), γ = 1 025 кГ/м³)
t, °C	ψ · 10⁴, м²/ч	ρ, кг·сек²/м⁴	ν · 10⁶, м²/сек	ν · 10³, м²/ч	Pr
5	4,785	104,48	1,517	5,461	11,413
10	4,857		1,316	4,738	9,754
15	4,930		1,148	4,133	8,383
20	5,002		1,019	3,668	7,383
25	5,065		0,9093	3,273	6,462
30	5,138		0,8183	2,946	5,734
35	5,210		0,7561	2,722	5,224

Таблица 4. Значение коэффициентов вязкости и теплопроводности морской воды в зависимости от солености и температуры
t, °C	Коэффициент динамической вязкости μ · 10⁶, кг·сек/м²			Коэффициент теплопроводности λ, ккал/(м·ч)
	Соленость, °Бр
	1 000	2 000	3 000	1 000	2 000	3 000	3 500
0	184,0	185,0	186,0	0,465	0,457	0,454	0,453
5	156,0	157,5	158,5	0,471	0,464	0,461	0,460
10	134,7	136,0	137,5	0,477	0,471	0,468	0,467
15	117,5	118,8	120,0	0,484	0,478	0,475	0,474
20	104,0	105,2	106,5	0,490	0,484	0,482	0,480
25	92,4	93,5	95,0	0,497	0,491	0,488	0,487
30	83,2	84,5	85,5	0,503	0,498	0,495	0,494
35	76,9	78,0	79,0	0,510	0,505	0,502	0,501

Таблица 5. Повышение температуры кипения морской воды в зависимости от концентрации солей в ней
Концентрация солей в морской воде и ее рассолах, %	Температура кипения при соответствующем давлении, °C
	25	50	75	100	125	150
	повышение температуры кипения
1	0,08	0,09	0,095	0,10	0,11	0,12
2	0,15	0,17	0,19	0,20	0,22	0,23
3	0,25	0,28	0,30	0,32	0,35	0,37
4	0,35	0,39	0,41	0,43	0,47	0,50
5	0,45	0,50	0,54	0,58	0,62	0,67
6	0,56	0,62	0,67	0,72	0,77	0,82
7	0,68	0,75	0,80	0,87	0,94	1,00
8	0,80	0,88	0,96	1,04	1,12	1,20
9	0,93	1,04	1,14	1,23	1,33	1,43
10	1,07	1,19	1,32	1,45	1,57	1,68

Теплосодержание конденсата при давлении p_п в конденсаторе:

q_к = 40 ккал/кг.

Теплоемкость конденсата:

c_к = 1 ккал/(кг·град).

Тепловой расчет:

Количество тепла, отдаваемого паром при конденсации:

Q_{п} = W_{2} (i_{п} - q_{к}) = 208 (614, 7 - 40) = 120 000 к к а л / ч .

Расход охлаждающей воды:

W_{з . в} = M W_{2} = 80 \cdot 208 = 16, 65 т / ч .

Принимают:

W_{з. в} = 17 т/ч.

Повышение температуры охлаждающей воды при конденсации пара:

∆ t_{з . в} = \frac{Q_{п} η}{W_{з . в} c_{з . в}} = \frac{120 000 \cdot 0, 98}{17 \cdot 10^{3} \cdot 0, 93} = 7, 4 г р а д .

Температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора:

t_{з . в в ы х} = t_{з . в} + ∆ t_{з . в} = 28 + 7, 4 = 35, 4 ° C .

Средняя температура охлаждающей воды в конденсаторе:

t_{з . в с р} = 0, 5 (t_{з . в} + t_{з . в . в ы х}) = 0, 5 (28 + 35, 4) = 31, 7 ° C .

Сортамент охлаждающих трубок принимают:

\frac{d_{1}}{d_{2}} = \frac{16}{14} м м .

Средняя скорость воды по трубкам из латунных сплавов w_в ⩽ 2,4 м/сек.

Принимают w_в = 1,1 м/сек.

Для трубок из сплава 70 % Cu + 30 % Ni w_в ⩽ 3 м/сек; для трубок из титана w_в > 3 м/сек.

Количество охлаждающих трубок:

N = \frac{z W_{з . в}}{0, 554 w_{в}} = \frac{4 \cdot 16, 65}{0, 554 \cdot 1, 1} = 110 трубок .

Полезная длина трубки, равная длине парового корпуса конденсатора:

l_тр = 1,2 м.

Шаг разбивки трубок по треугольнику S ⩾ 24 мм.

Принимают S = 30 мм = 0,03 м.

Коэффициент заполнения трубной доски:

η_тр ≈ 0,6.

Наружный диаметр пучка трубок:

D = 1, 05 S \sqrt{\frac{N}{η_{тр}}} = 1, 05 \cdot 0, 03 \sqrt{\frac{110}{0, 6}} = 0, 43 м .

Средняя скорость пара в конденсаторе:

w_{п} = \frac{W_{2} v_{п}}{3 600 l_{тр} D (1 - \frac{d_{1}}{S} \sqrt{η_{тр}})} = \frac{208 \cdot 19, 55}{3 600 \cdot 1, 2 \cdot 0, 43 (1 - \frac{0, 016}{0, 03} \sqrt{0, 6})} = 3, 8 м / с е к .

Коэффициент парового сопротивления конденсатора принимают μ = 0,02.

Паровое сопротивление конденсатора:

∆ p = μ \frac{ω_{п}^{2}}{v_{п}} = 0, 02 \frac{3, 8^{2}}{19, 55} = 0, 015 м м рт . ст .

Температура насыщения, соответствующая давлению p_отс = p_п – ∆p,

t_отс = 39,17 °C

Средняя логарифмическая разность температур пара и воды в конденсаторе (z ⩾ 2, где z – число ходов воды в конденсаторе):

∆ t_{п} = \frac{(t_{отс} - t_{з . в}) - (t_{п} - t_{з . в в ы х})}{2, 3 l g \frac{t_{отс} - t_{з . в}}{t_{п} - t_{з . в в ы х}}} = \frac{(39, 17 - 28) - (40 - 31, 7)}{2, 3 l g \frac{39, 17 - 28}{40 - 31, 7}} = 8, 95 г р а д .

При z = 1:

∆ t_{п} = \frac{t_{з . в в ы х} - t_{з . в}}{2, 3 l g (\frac{1}{1 - 2, 3 \frac{t_{з . в в ы х} - t_{з . в}}{t_{п} - t_{отс}}}) l g \frac{t_{п} - t_{з . в в ы х}}{t_{отс} - t_{з . в}}} .

При p_п ⩾ 0,15 кГ/см² и любых значениях z:

∆ t_{п} = \frac{t_{з . в в ы х} - t_{з . в}}{2, 3 l g \frac{t_{п} - t_{з . в}}{t_{п} - t_{з . в в ы х}}} .

Коэффициент теплопередачи:

K = 794 \sqrt{w_{в}} \sqrt[4]{t_{з . в с р} + 17, 8} = 794 \sqrt{1, 1} \sqrt[4]{31, 7 + 17, 8} = 2 210 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д) .

Необходимая поверхность конденсатора:

F^{'} = \frac{Q_{п}}{K ∆ t_{п}} = \frac{120 000}{2 210 \cdot 8, 95} = 6, 07 м^{2} .

Фактическая поверхность F при размерах, принятых выше, незначительно превышает необходимую:

F = π d l_{тр} N = 3, 14 \cdot 0, 016 \cdot 1, 2 \cdot 110 = 6, 64 м^{2} .

При более значительном расхождении нужно изменить число трубок, но если связанное с этим изменение скорости воды приведет к отклонению от допустимых величин, следует соответственно изменить число ходов воды.

Расчет одноступенчатого испарителя кипящего типа с паровым обогревом

Исходные данные:

Производительность W₂ = 2 080 кг/ч (50 т/сутки).

Давление и температура греющего пара:

p₁ = 1,35 ата;
t_н1 = 108 °C (пар насыщенный).

Концентрация солей в Системы охлаждения пресной и забортной водой на морских судахзабортной питательной воде и ее температура:

B₀ = 3,5 %;
t_{з. в} = 28 °C.

Температура питательной воды:

t_{п. в} = 32 °C.

Принимают:

Конструктивный тип испарителя – моноблок с горизонтальной прямотрубной нагревательной батареей и горизонтальным конденсатором. Трубки батареи и конденсатора латунные диаметром 16/14 мм. Давление вторичного пара в испарителе по условиям предотвращения образования накипи и снижения удельного расхода пара:

p₂ = 0,1 ата.

Концентрацию солей в рассоле в испарителе:

B = 5,25 %.

Температуру конденсата греющего пара:

t_к = 60 °C.

Предусматривается охлаждение конденсата в нижних трубках нагревательной батареи. Специальный охладитель отсутствует.

Коэффициент теплопроводности греющих трубок (латунных):

λ = 95 ккал/(м·ч·град).

Определяют по таблицам:

Теплосодержание греющего пара: i₁ = 642 ккал/кг.
Температуру насыщения вторичного пара: t_н2 = 45,5 °C.
Скрытую теплоту парообразования вторичного пара: r₂ = 571,5 ккал/кг.
Удельный объем вторичного пара и его удельный вес:

v_п2 = 15,0 м³/кг;
γ₂ = 0,0666 кГ/м³.

Плотность вторичного пара: ρ′′ = 0,0068 (кг·сек²)/м⁴.
Удельный вес рассола при температуре t_н2: γ_р = 1 030 кГ/м³.
Коэффициент кинематической вязкости рассола: ν_р = 0,64 · 10^-6 м²/сек.
Теплоемкость рассола: c_р = 0,93 ккал/кг.
Коэффициент поверхностного натяжения рассола: σ = 7,1 · 10^-3 кГ/м.
Скрытую теплоту парообразования греющего пара: r₁ = 533,5 ккал/кг.
Удельный вес греющего пара при p₁ = 1,35 ата: γ_п1 = 0,77 кГ/м³.
Удельный вес конденсата греющего пара (при t_к = 60 °C): γ_к = 997 кГ/м³.
Удельный вес питательной воды: γ_{п. в} = 1 024 кГ/м³.

Порядок расчета:

Коэффициент подачи воды в испаритель:

m = \frac{B}{B - B_{0}} = \frac{5, 25}{5, 25 - 3, 50} = 3 .

Температурная депрессия:

∆t_кип = 0,64 град.

Влияние гидростатического эффекта:

Принимают H ≈ 0,4 м – высота столба воды в испарителе:

∆ t_{г с} = \frac{(273 + t_{н 2}) v_{п 2} H γ_{р}}{2 \cdot 427 r_{2}} = \frac{(273 + 45, 5) \cdot 15 \cdot 0, 4 \cdot 1 030}{2 \cdot 427 \cdot 571, 5} = 4, 06 г р а д .

Заметим, что при вертикальном расположении трубок высота H, а отсюда и ∆t_гс были бы значительно большими, что резко ухудшило бы условия теплообмена.

Действительная температура кипения рассола:

t_{кип}^{'} = t_{н 2} + ∆ t_{кип} + ∆ t_{г с} = 45, 5 + 0, 64 + 4, 06 = 51, 2 ° C .

Расход тепла на получение 1 кг вторичного пара:

q_{2}^{'} = r_{2} + m (t_{кип}^{'} - t_{п . в}) c_{р} = 571, 5 + 3 (51, 2 - 32) 0, 93 = 625 к к а л / к г .

Расход тепла на получение заданной производительности:

Q_{2} = φ q_{2}^{'} W_{2} = 1, 01 \cdot 625 \cdot 2 080 = 1, 31 \cdot 10^{6} к к а л / ч,

где:

φ ≈ 1,01 – коэффициент, учитывающий потерю тепла в окружающую среду.

Расход греющего пара:

G = \frac{Q_{2}}{i_{1} - i_{к}} = \frac{1, 31 \cdot 10^{6}}{642 - 60} = 2 260 к г / ч .

Удельный расход пара:

d = G ÷ W₂ = 2 260 ÷ 2 080 = 1,085 кг/кг.

Средняя температура стенки трубки:

t_{ст} = \frac{t_{н 1} + t_{кип}^{'}}{2} = \frac{108 + 51, 2}{2} = 79, 6 ° C .

Разность температур стенки и кипящего рассола:

∆ t_{2} = t_{ст} - t_{кип}^{'} = 79, 6 - 51, 2 = 28, 4 г р а д .

Тепловая нагрузка на трубку со стороны наружного диаметра:

q_{2} = 39 p_{2}^{0, 5} ∆ t_{2}^{3, 33} = 39 \cdot 0, 1^{0, 5} \cdot 28, 4^{3, 33} = 8 500 к к а л / (м^{2} \cdot ч) .

Коэффициент теплоотдачи от стенки к рассолу:

α_{2} = 3 p_{2}^{0, 15} q_{2}^{0, 7} = 3 \cdot 0, 1^{0, 15} \cdot 8 500^{0, 7} = 5 230 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д) .

Коэффициент E (характеристика теплового сопротивления пленки конденсата):

E = 11,6 – 0,032t_н1 = 11,6 – 0,032 · 108 = 8,1.

Длина греющих трубок (принимается с последующей проверкой):

L = 2,0 м.

Тепловая нагрузка с внутренней стороны трубки:

q_{1} = q_{2} \frac{d_{н}}{d_{в н}} = 85 000 \frac{16}{14} = 97 200 к к а л / (м^{2} \cdot ч) .

Коэффициент теплоотдачи от греющего пара к стенке:

α_{1} = 1, 26 E q_{1}^{0, 5} L^{0, 35} d_{в н}^{- 0, 25} = 1, 26 \cdot 8, 1 \cdot 97 200^{0, 5} \cdot 2, 0^{0, 35} \cdot 0, 014^{- 0, 25} = 10 460 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д) .

Коэффициент теплопередачи от греющего пара к рассолу при чистых трубках:

K_{0} = \frac{1}{\frac{1}{α_{1}} + \frac{δ}{λ} + \frac{1}{α_{2}}} = \frac{1}{\frac{1}{10 460} + \frac{0, 001}{95} + \frac{1}{5 230}} = 3 370 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д),

где:

$δ = \frac{d_{н} - d_{в н}}{2} = \frac{0, 016 - 0, 0141}{2} = 0, 001 м .$

По мировым стандартам спецификационная, или паспортная производительность испарителя в условиях накипеобразования должна сохраняться до конца 90-суточного периода его работы без очистки нагревательной батареи. В связи с этим требуемую поверхность батареи следует определять по коэффициенту теплопередачи K_н для трубок, покрытых накипью. Его величина находится из условия:

\frac{1}{K_{н}} = \frac{1}{K_{0}} + \frac{δ_{н}}{λ_{н}},

где:

δ_н – толщина слоя накипи, образующейся при нормальных условиях эксплуатации за 90 суток работы. По данным испытаний испарителей рассматриваемого типа на транспортном рефрижераторе «Карл Линней» при температуре и концентрации, принятой в настоящей задаче, за этот период δ_н = 0,6 мм;
λ_н – коэффициент теплопроводности накипи.

В соответствии с данными рис. «Накипеобразование в испарителях морской воды и методы его предотвращения на суднеЗависимость λ = f(B, t₂) при стационарном тепловом режиме» λ_н может быть приближенно принят равным 0,85 ккал/(м·ч·град).

При этих условиях:

\frac{1}{K_{н}} = \frac{1}{3 370} + \frac{0, 0006}{0, 85} = 0, 00091 м^{2} \cdot ч \cdot г р а д / к к а л,

K_{н} = 1 100 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д) .

Разность температур между греющим паром и кипящим рассолом:

∆ t = t_{1} - t_{кип}^{'} = 108 - 51, 2 = 56, 8 г р а д .

Необходимая поверхность батареи:

F = \frac{Q}{K_{н} ∆ t} = \frac{1, 31 \cdot 10^{6}}{1 100 \cdot 56, 8} = 20, 9 м^{2} .

Удельный паросъем:

\frac{W_{2}}{F} = \frac{2 080}{20, 9} \approx 100 к г / (м^{2} \cdot ч) .

Заметим, что полученные результаты достаточно хорошо совпадают с конструктивными характеристиками испарителя «Эврика» (см. «Конструкции судовых опреснителей и характеристики опреснительных установокУтилизационные глубоковакуумные опреснители»), работающего при тех же условиях и обеспечивающего фактическую производительность 47 т/сутки при F = 18,6 м², что свидетельствует о приемлемости принятой методики.

Число трубок нагревательной батареи:

z = \frac{F}{π l d_{н}} = \frac{20, 9}{3, 14 \cdot 2, 0 \cdot 0, 016} = 208 .

Принимаем треугольную разбивку трубной доски с шагом t = 24 мм.

Площадь треугольной ячейки:

f = 0, 867 \frac{t^{2}}{2} = 0, 867 \frac{2, 4^{2}}{2} = 2 с м^{2} .

Площадь поперечного сечения трубного пучка:

Ф = 1, 05 z f = 1, 05 \cdot 208 \cdot 2 = 437 с м^{2} .

Диаметр трубного пучка:

D_{п} = \sqrt{\frac{4 Ф}{π}} = \sqrt{\frac{4 \cdot 437}{3, 14}} = 34, 3 с м .

Диаметр корпуса нагревательной батареи:

D_{к} = 1, 2 D_{п} = 1, 2 \cdot 34, 3 = 41, 2 с м .

Расчет сепаратора.

Площадь поперечного сечения парового пространства испарителя принимают равной 1,4 м². Тогда скорость подъема пара над зеркалом испарения:

w_{п} = \frac{W_{2} v_{п 2}}{3 600 F_{п}} = \frac{2 080 \cdot 15}{3 600 \cdot 1, 4} = 6, 2 м / с е к .

Высоту парового пространства примем H_п = 1 м.

С учетом, однако, незначительного ее влияния на влажность при величине H_п > 0,8 м в последующий расчет подставляют H_п = 0,8 м.

По формуле («Теплообмен в испарителях морской воды на суднеУсловие равенства нормального давления») влажность пара на высоте H_п перед сепаратором составляет:

ω = 14, 1 \cdot 10^{10} \frac{w_{п}^{2, 76}}{H_{п}^{2, 3}} \cdot \frac{ν^{2, 2} {(ρ^{”})}^{1, 1}}{σ^{1, 19}} = 14, 1 \cdot 10^{10} \frac{6, 2^{2, 76}}{0, 8^{2, 3}} \cdot \frac{0, 64^{2, 2}}{10^{13, 2}} \cdot \frac{6, 8^{1, 1}}{10^{3, 3}} \cdot \frac{7, 1^{1, 19}}{10^{3, 57}} = 1, 5 % .

Сепаратор принимают с проволочной набивкой. Характеристики сепаратора указаны в «Сепарация пара в испарителях на судах морского флотаПаросепарационные устройства». Предельная скорость пара, допускаемая для данного сепаратора:

w_{m a x} = \sqrt{\frac{3, 6}{γ_{2}}} = \sqrt{\frac{3, 6}{0, 0666}} = 7, 45 м / с е к .

Скорость прохода пара через сепаратор w должна быть меньше предельной. Примем ее 6 м/сек. Тогда необходимая площадь сепаратора:

F_{с} = \frac{W_{2} v_{2 п}}{3 600 w} = \frac{2 080 \cdot 15}{3 600 \cdot 6} = 1, 45 м^{2} .

Сопротивление сепаратора при высоте слоя l = 0,1 м:

∆ P = 124 f \frac{l α γ_{2}}{ε^{2}} \cdot \frac{w^{2}}{g} = 124 \cdot 0, 16 \frac{0, 1 \cdot 36 \cdot 0, 0666}{0, 977^{2}} \cdot \frac{6^{2}}{9, 81} = 190 м м вод . ст .,

где:

f = 0,16 – коэффициент трения при Re > 1 000;
α = 36 м²/м³ – относительная поверхность сетчатой набивки;
ε = 0,977 – относительная пустотность сетки.

Отсюда давление за сепаратором:

p_{2}^{'} = p_{2} - ∆ P = 0, 1 - 0, 019 = 0, 081 а т а .

КПД сепаратора:

\log [\frac{1}{1 - r}] = \frac{2, 65}{w^{0, 138}} = \frac{2, 65}{6^{0, 138}} = 2, 07 .

Отсюда η = 0,992.

Влажность пара за сепаратором:

ω_{в ы х} = ω (1 - η) = 1, 5 (1 - 0, 992) = 0, 012 % .

Солесодержание вторичного пара и дистиллята:

S_{дист} = S_{p} \frac{ω_{в ы х}}{100} = 52 500 \frac{0, 012}{100} = 6, 3 м г / л .

Расчет конденсатора ничем не отличается от приведенного в предыдущем примере и потому здесь не повторяется.

Расчет многоступенчатого адиабатного опреснителя

Исходные данные:

Производительность W₂ = 5 т/ч.
Удельный расход тепла q = 200 ккал/кг.
Давление греющего пара p₁ = 3 кГ/см² (пар насыщенный).
Температура забортной воды t_{з. в} = 29,7 °С.
Солесодержание забортной воды S_{з. в} = 35 000 мг/л.

Схему движения испаряемой воды принимают проточную, так как число ступеней при заданном q сравнительно невелико. Температура испаряемой воды перед первой ступенью при условии применения противонакипных присадок (триполифосфат натрия) может быть принята t₀ = 90 °С.

Число ступеней, обеспечивающее минимальную стоимость при заданном q (см. рис. «Технико-экономическая эффективность опреснения и выбор типа опреснительной установки на суднеК определению расчетной стоимости опреснителей»), равно 6. Однако с учетом того, что с увеличением числа ступеней увеличиваются по технологическим причинам и размеры испарителя, а также малой разницы в стоимости принимаем z = 5.

Порядок расчета:

Полный нагрев забортной воды в опреснителе:

∆ T = t_{0} - t_{з . в} = 90 - 29, 7 = 60, 3 г р а д .

Средняя температура испаряемой воды и среднее значение скрытой теплоты парообразования:

t_{с р} = 0, 5 (t_{0} + t_{з . в}) = 0, 5 (90 + 29, 7) = 59, 85 ° C;

r_ср = 563,4 ккал/кг.

Недогрев забортной воды в каждом конденсаторе (для обеспечения заданного q при φ = 0,96) из формулы («Расчет потребления энергии на судовые опреснительные установкиУдельный расход пара на испаритель»):

∆ t = \frac{∆ T}{z} \cdot \frac{\frac{φ q z}{r_{с р}} - 1}{1 + \frac{φ q}{r_{с р}}} = \frac{60, 3}{5} \cdot \frac{\frac{0, 96 \cdot 200 \cdot 5}{563, 4} - 1}{1 + \frac{0, 96 \cdot 200}{563, 4}} = 6, 3 г р а д .

С учетом температурной депрессии принимают ∆t = 5,8 град.

Нагрев забортной и охлаждение испаряемой воды в каждой ступени:

ϑ = \frac{∆ T - ∆ t}{z + 1} = \frac{60, 3 - 5, 8}{5 + 1} = 9 г р а д .

Температура испаряемой воды по ступеням:

t_I = t₀ – ϑ = 90 – 9 = 81 °C;
t_II = t₁ – ϑ = 81 – 9 = 72 °C.

Аналогично:

t_III = 63 °C;
t_IV = 54 °C;
t_V = 45 °C

Температура пара в ступенях с учетом температурной депрессии 0,5 °C:

t_пI = 80,5 °C;
t_пII = 71,5 °C;
t_пIII = 62,5 °C;
t_пIV = 53,5 °C;
t_пV = 44,5 °C.

Давление пара в ступенях в соответствии с температурой:

p_I = 0,49 ата;
p_II = 0,34 кГ/см²;
p_III = 0,235 кГ/см²;
p_IV = 0,150 кГ/см²;
p_V = 0,095 кГ/см².

Температура охлаждающей воды на выходе из каждой ступени:

t_вI = t_пI – ∆t = 80,5 – 5,8 = 74,7 °C;
t_вII = t_пII – ∆t = 71,5 – 5,8 = 65,7 °C.

Аналогично:

t_вIII = 56,7 °C;
t_вIV = 47,7 °C;
t_вV = 38,7 °C.

Коэффициент потерь тепла через изоляцию η = 0,99.

Расход забортной воды через опреснитель с учетом потерь тепла на вторичное испарение дистиллята в последующих ступенях и через изоляцию:

W_{з . в} = \frac{W_{2}}{φ} \cdot \frac{r_{с р}}{c_{з . в} (t_{0} - t_{V})} = \frac{1}{0, 96} \cdot 5 000 \frac{563, 4}{0, 93 (90 - 45)} = 70 000 к г / ч .

Количество вторичного пара, образующегося в ступенях:

D_{I} = η W_{з . в} \frac{c_{з . в} (t_{0} - t_{1})}{r_{I}} = 0, 99 \cdot 70 000 \frac{0, 93 (90 - 81)}{550, 7} = 1 050 к г / ч;

D_{I I} = η (W_{з . в} - Σ D) \frac{c_{з . в} (t_{I} - t_{I I})}{r_{I I}} = 0, 99 (70 000 - 1 050) \frac{0, 93 (81 - 72)}{555, 6} = 1 030 к г / ч;

D_{I I I} = η (W_{з . в} - Σ D) \frac{c_{з . в} (t_{I I} - t_{I I I})}{r_{I I I}} = 0, 99 (70 000 - 1 050 - 1 030) \frac{0, 93 (72 - 63)}{561} = 1 000 к г / ч;

D_{I V} = 0, 99 (70 000 - 1 050 - 1 030 - 1 000) \frac{0, 93 (63 - 54)}{566, 2} = 980 к г / ч;

D_{V} = 0, 99 (70 000 - 1 050 - 1 030 - 1 000 - 980) \frac{0, 93 (54 - 45)}{571, 6} = 960 к г / ч .

Суммарная производительность всех ступеней:

W_{2} = Σ D_{п} = 5 020 к г / ч .

Расчет конденсаторов:

Конденсатор первой ступени:

Тепловая нагрузка:

Q_{I} = D_{I} r_{I} = 1 050 \cdot 550, 7 = 579 000 к к а л / ч .

Средняя логарифмическая разность температур:

∆ t_{с р}^{I} = \frac{ϑ}{2, 3 \log \frac{t_{п I} - t_{в I I}}{t_{п I} - t_{в I}}} = \frac{9}{2, 3 \log \frac{80, 5 - 65, 7}{80, 5 - 74, 7}} = 9, 62 г р а д .

Средняя температура охлаждающей воды в конденсаторе:

t_{в . с р} = \frac{t_{в I} + t_{в I I}}{2} = \frac{65, 7 + 74, 7}{2} = 70, 2 ° C .

Скорость охлаждающей воды в трубках принимаем:

w_в = 1,95 м/сек.

Коэффициент теплопередачи для чистых латунных трубок диаметром d = 19 мм:

K^{'} = 935 \sqrt{w_{в}} \sqrt[4]{t_{в . с р} + 17, 8} = 935 \sqrt{1, 95} \sqrt[4]{70, 2 + 17, 8} = 4 100 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д) .

С учетом загрязнения трубок накипью и повышенного содержания газов в конденсаторе:

K_I = 0,7K′ = 0,7 · 4 100 = 2 870 ккал/(м² · ч · град).

Необходимая поверхность трубок конденсатора:

F_{I} = \frac{Q_{I}}{K_{I} ∆ t_{с р}^{I}} = \frac{579 000}{2 870 \cdot 9, 62} = 21, 4 м^{2} .

Конденсатор пятой ступени:

Тепловая нагрузка:

Q_{V} = D_{V} r_{V} + c ϑ (D_{I} + D_{I I} + D_{I I I} + D_{I V}) = 955 \cdot 571, 6 + 1 \cdot 9 (1 050 + 1 030 + 1 000 + 980) = 584, 6 \cdot 10^{3} к к а л / ч .

Средняя логарифмическая разность температур по аналогии с первой ступенью:

∆t_ср = 9,62 град.

Средняя температура охлаждающей воды в трубках:

t_{в . с р} = 0, 5 (t_{з . в} + t_{з . в}^{V}) = 0, 5 (29, 7 + 38, 7) = 34, 2 ° C .

Скорость воды в трубках:

w_в = 1,95 м/сек.

Коэффициент теплопередачи для чистых трубок:

K^{'} = 935 \sqrt{w_{в}} \sqrt[4]{t_{в . с р} + 17, 8} = 935 \sqrt{1, 95} \sqrt[4]{34, 2 + 17, 8} = 3 540 к к а л / (м^{2} \cdot ч \cdot г р а д) .

Ввиду меньшей температуры воды в пятой ступени и менее интенсивного образования накипи коэффициент загрязнения может быть принят 0,75.

Тогда с учетом загрязнения:

K_V = 0,75K′ = 0,75 · 3 540 = 2 830 ккал/(м² · ч · град).

Необходимая поверхность трубок:

F_{V} = \frac{Q_{V}}{K_{V} ∆ t_{с р}} = \frac{584 600}{2 830 \cdot 9, 62} = 21, 4 м^{2} .

Поскольку расчетные поверхности конденсаторов в первой и последней ступенях различаются незначительно, фактическую поверхность для всех ступеней принимают одинаковой и равной 22 м.

Число ходов воды из условия размещения всех перепускных трубок на одной стороне должно быть четным. В опреснителях производительностью 5-10 т/ч оно бывает либо 2, либо 4. При малом числе ходов конденсаторы получаются длинными и относительно узкими. В соответствии с этим узкими должны быть и камеры испарения, что затрудняет монтаж внутрикамерных устройств и усложняет технологию постройки испарителя. Поэтому двухходовые конденсаторы применяются лишь при производительности каждой ступени около 2 т/ч и выше, когда абсолютная ширина камер не менее 500 мм.

В примере, как показывают прикидочные расчеты, приемлемое соотношение между длиной трубок и шириной камеры достигается при четырех ходах. Отсюда число трубок в каждом ходе, необходимое для пропуска охлаждающей воды:

z = \frac{4 w}{γ π d_{в н}^{2} c_{в} 3 600} = \frac{4 \cdot 70 000}{1 020 \cdot 3, 14 \cdot 0, 016^{2} \cdot 1, 95 \cdot 3 600} = 48 .

Расчетная длина трубок:

l = \frac{F}{n z π d_{в н}} = \frac{22}{4 \cdot 48 \cdot 3, 14 \cdot 0, 016} = 2, 28 м .

Для обеспечения достаточно малой ширины ступени принимают форму пучка трубок прямоугольную с вертикальным расположением большей стороны. Приняв шаг трубок t ≈ 1,5d (28 мм) и число трубок в горизонтальных рядах 12, получают ширину пучка 340 мм.

Высота пучка с треугольной решеткой, при четырех рядах в каждом ходе и просвете между ходами по 20 мм, будет равна 515 мм. Ширина прохода между стенкой камеры и корпусом конденсатора составляет 200 мм. В этом случае ширина камеры будет равна 540 мм. Изготовление камеры при такой ширине не представляет технологических затруднений.

Приняв размеры камер испарения во всех ступенях одинаковыми, получают длину корпуса опреснителя:

L = 1,05 · 5b = 1,05 · 5 · 540 = 2 670 мм.

Высота камер определится из условия:

H = h_в + h_п+ h_с + h_к + h_пр= 0,1 + 0,8 + 0,1 + 0,72 + 0,1 = 1,82 м,

где:

h_в = 0,1 м – высота слоя воды в камере;
h_п = 0,8 м – высота парового пространства до сепаратора;
h_с = 0,1 м – высота сепаратора (ввиду сравнительно малой скорости подъема пара сепаратор может быть принят горизонтальный);
h_к = 0,72 м – высота трубного пучка конденсатора и расположенного под ним сборника дистиллята;
h_пр = 0,1 м – высота парового канала, подводящего пар к трубному пучку.

Общая высота агрегата с учетом пространства под корпусом для размещения насосов и перепускных труб около 0,68 м составляет 2,5 м.

Площадь поперечного сечения камеры:

F_к = 0,54 · 2,28 = 1,23 м².

Скорость подъема пара в камере пятой ступени:

w_{п} = \frac{D_{V} v_{V}}{3 600 F_{к}} = \frac{960 \cdot 15, 85}{3 600 \cdot 1, 23} = 3, 44 м / с е к .

Как можно судить по выполненным конструкциям, скорость пара в них достигает 6-8 м/сек, так что величина, полученная в данном расчете, не создает опасности повышенного уноса и вполне допустима.

Расчет подогревателя здесь не приведен, так как он аналогичен расчету конденсатора. При определении расхода тепла и пара на подогреватель следует предварительно определить нагрев воды в конденсаторе эжектора (если эжектор пароструйный).

Обычно расход пара на эжектор не превышает 200-250 кг/ч.

Если применен водоструйный эжектор или вакуумный насос, то расход тепла на подогреватель определится просто:

Q = \frac{1}{η} W c_{з . в} (t_{0} - t_{1 в}) = \frac{1}{0, 99} 70 000 \cdot 0, 93 (90 - 74, 7) = 1 \cdot 10^{6} к к а л / ч .

Удельный расход тепла (уточненный):

q = \frac{Q}{Σ D_{п}} = \frac{1 \cdot 10^{6}}{5 020} = 199 к к а л / к г .

Энтальпия греющего пара: i₁ = 650,7 ккал/кг.

Энтальпия конденсата на выходе: i_к = 110 ккал/кг.

Расход пара на подогреватель:

G = \frac{Q}{i_{1} - i_{к}} = \frac{1 \cdot 10^{6}}{650, 7 - 110} = 1 835 к г / ч .

Удельный расход греющего пара:

g = \frac{W_{2} G}{Σ D_{п}} = \frac{1 840}{5 020} = 0, 366 к г / к г .

Некоторого снижения удельного расхода пара можно достигнуть более глубоким охлаждением конденсата (до 90-85 °С) в дополнительной секции подогревателя или специальном охладителе, включенном перед подогревателем.

"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; .Context.AdvManager.render({\"blockId\": \"R-A-1950271-182\",\"renderTo\": \"yandex_rtb_R-A-1950271-182\"})})<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; .Context.AdvManager.render({\"blockId\": \"R-A-1950271-379\",\"renderTo\": \"yandex_rtb_R-A-1950271-379\"})})<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; Ya.Context.AdvManager.render({ renderTo: 'yandex_rtb_R-A-1950271-25', blockId: 'R-A-1950271-25' })})<\/scr"+"ipt>"; Ya.Context.AdvManager.render({ renderTo: 'yandex_rtb_R-A-1950271-24', blockId: 'R-A-1950271-24' })})<\/scr"+"ipt>"; Ya.Context.AdvManager.render({ renderTo: 'yandex_rtb_R-A-1950271-26', blockId: 'R-A-1950271-26' })})<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; nt=\"ca-pub-8169097523164719\" data-ad-slot=\"7426941178\"><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; .Context.AdvManager.render({\"blockId\": \"R-A-1950271-138\",\"renderTo\": \"yandex_rtb_R-A-1950271-138\"})})<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; crossorigin=\"anonymous\"><\/scr"+"ipt><\/ins> (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});<\/scr"+"ipt>"; class="fas fa-caret-down"> Сноски

Примеры расчета опреснительных установок на судне

Расчет утилизационного опреснителя

Расчет одноступенчатого испарителя кипящего типа с паровым обогревом

Расчет многоступенчатого адиабатного опреснителя