Трехкорпусная выпарная установка

где

Т-температура кипения  паров в среднем слое кипятильных  труб,К,

 ^{-теплота испарения,кДЖ/кг,}

 ∆'_АТМ-температурная депрессия при атмосферном давлении

Тогда температурная депрессия  по корпусам равна:

∆₁'=1,62·10^-2 2,2= 1,9⁰C

∆₂'=1,62·10^-2 2,4= 2,7⁰C

∆₃'=1,62·10^-2 2,8= 17⁰C

Сумма температурных депрессий  равна:

∑∆'=∆₁^'+∆₂^'+∆₃                                                   ^'(3.28)

∑∆'=1,7+2,7+17=21,4⁰C.

Температуры кипения раствора по корпусам:

t_k1= t_r2+∆₁^'+∆₁^''+∆₁^'"                                              (3.29)

t_k1= 136,24+1,9+1,6+1=140,7⁰C

t_k2= t_r3+∆₂^'+∆₂^''+∆₂^'"                                               (3.2)

t_k2= 116,54+2,7+1,3+1=121,54⁰C

t_k3= t_бк+∆₃^'+∆₃^''+∆₃^'"                                               (3.30)

t_k3= 53,6+17+13,2+1=84,8⁰C

При расчете температуры  кипения в пленочных выпарных аппаратах не учитывают гидростатическую депрессию ∆^''. Температуру кипения находят как среднюю между температурами кипения растворов с начальной и конечной концентрациями при давлении в данном корпусе.

       В аппаратах  с вынесенной зоной кипения  как с принудительной ,так и  с естественной циркуляцией кипение  раствора происходит в трубе  вскипания, устанавливаемой над  греющей камерой. Кипение в  трубках предотвращается за счет  гидростатического столба жидкости  в трубе закипания.  В греющих  трубках происходит перегрев  жидкости по отношению к температуре  кипения на верхнем уровне  раздела фаз, поэтому в этих  аппаратах температуру кипения  раствора также определяют также  без учета гидростатических температурных  потерь ∆^'' .  Температура перегрева раствора ∆t_пер может быть найдена из внутреннего баланса тепла в каждом корпусе. Баланс тепла для j корпуса записывается в следующем виде:

G_Hj·C_Hj·(t_kj-t_kj-1)+M· G_Hj·∆_перj=w_j(I_впj-c_в t_kj)                         (3.31)

где

      М –производительность  циркуляционного насоса ,кг/с определяют  по каталогу  для выпарного аппарата заданного типа ,имеющего поверхность равную F_оp .

Циркуляционные насосы в аппаратах с принудительной  циркуляцией обеспечивают развитый турбулентный режим при скоростях раствора в трубках V=2,0 2,5 м/с.

               В аппаратах с вынесенной нагревательной  камерой и естественной циркуляцией  раствора обычно достигаются  скорости V=00,8 м/с. Для этих аппаратов масса раствора равна:

М=V·S·p,                                                           (3.32)

где

S-сечение потока в аппарате,м²

S=,                                                        (3.33)

где  

- внутренний диаметр  труб,м;

Н- принятая высота труб,м.

Таким образом ,температура  перегрева в j-ом аппарате равна:

∆t_перj=                     (3.34)

 Полезная разность  температур в этом случае может  быть рассчитана по уравнению:

∆t_пj= t_Гj-( t_Кj+₎                                           (3.35)

 

3.1.4. Полезные разности  температур по корпусам.

∆t_п1= t_r1- t_K1                                           (3.36)

∆t_п1= 151,11-136,24=14,87⁰C

∆t_п2= t_r2- t_K2                (3.37)

∆t_п2= 136,24-121,54=14,7⁰C

∆t_п3= t_r3- t_K3                                            (3.38)

∆t_п3= 116,54-84,8=31,74⁰C

Cуммарная полезная разность температур:

∑∆t_п=∆t_п1+∆t_п2+∆t_п3                                     (3.39)

∑∆t_п=14,87+14,7+31,74 =61,31 ⁰C

Проверка суммарной полезной разности температур:

∑∆t_п= t_r1- t_бк-(∑∆'+∑∆''+∑∆"')                                    (3.40)

∑∆t_п= 151- 53-(21,4+16,1+3)=61⁰C

3.1.5Определение  тепловых нагрузок .

Совместимым решением уравнений  тепловых балансов по корпусам и уравнения  балансов по воде для всей установки  определяем расход греющего пара в 1-ый корпус, производительность каждого  корпуса по выпаренной воде и тепловые нагрузки по корпусам.

Q₁=D₁·(J_Г1-i₁)=1,03·;

Q₂=W₁·(J_Г2-i₂)=1,03·;

Q₃=W₂·(J_Г3-i₃)=1,03·;

W=W₁+W₂+W₃.                                                     (3.41)

где

           Q_1,Q_2,Q₃-тепловые нагрузки по корпусам ,кВт;

D-расход греющего пара в 1-ый корпус ,кг/с;

1,03-коэффициент , учитывающий  3% потерь тепла в окружающую  среду;

           i₁,i₂,i₃-энтальпии конденсата по корпусам кДж/кг;

,, -энтальпии вторичных паров по корпусамкДж/кг;

             При решении уравнения баланса  можно принимать ,что

= J_Г2 ; ,= J_Г3; = J_БК;

               С_В- теплоемкость воды кДж/кг·К;

         С_Н,С₂,С₃-теплоемкость раствора начальной концентрации в первокорпусе и во втором ,соответственно ,кДж/кг·К,;

-теплота концентрирования по корпусам ,кВт;

     -температура кипения исходного раствора при давлении в 1-ом корпусе⁰C.

 

t_H1= t_B1+∆_H'                                                    (3.42)

t_H1= 151,11+1=152,11⁰C.

где

∆_H'-температурная депрессия для исходного раствора.

Анализ зависимостей теплоты  концентрирования от концентрации и  температуры показал, что она наибольшая для третьего корпуса. Поэтому проведем расчет теплоты концентрирования для 3-го корпуса.

Q_3конц=G_сух·∆q,                                                (3.43)

где

Q_3конц- производительность аппарата  по сухому веществу NaOH,кг/с                                  ∆q- разность интегральных теплот растворения при концентрациях Х₂,Х₃, кДж/кг

Q_3конц=G_н·Х_н·∆q,                                                 (3.44)

Q_3конц=5·0,04·(956,4-912,3)=8,82кВт.

Сравним Q_3конц с ориентировочной нагрузкой для 3-го корпуса Q_3ор:

Q_3ор=( G_н  -W₁-W₂)·(t_k3-t_k2)+W₃·(J_B3-C_B·t_k3)                             (3.45)

Q_3ор=( 5 -0,9-1,09)·(84,8-121,54)+1,09·(2725-4,19·84,8)=2458,66 кВт

Q_3конц составляет значительно меньше 3% от Q_3ор, поэтому в уравнениях тепловых балансов по корпусам пренебрегаем величиной Q_3конц .

Q₁=D·(2759-772,1)=1,03·_;

Q₂=W₁·(2741-701)=1,03·;

Q₃=W₂·(2725-589)=1,03·;

3=0,9+1+1,09.

Решение системы уравнений  дает следующие результаты :

D=0,87 Q₁=1745,02

W₁=0,97 Q₂=1978,8

W₂=1,04 Q₃=2234,4

W₃=1,12

Наибольшее отклонение  вычисленных  нагрузок по испаряемой воде в каждом корпусе от предварительно принятых  концентраций не превышает 3%, по этому в дальнейших расчетах не производим пересчет концентраций и температур кипения растворов  по корпусам. В случае , если это расхождение  составит больше 5%, необходимо заново пересчитать концентрации, температурные  депрессии и температуры кипения  растворов, положив в основу расчета  новое, полученное из решения балансовых уравнений распределение по корпусам нагрузок по испаряемой воде.

 

3.1.6. Выбор конструкционного  материала.

Выбираем конструкционный  материал, стойкий в среде кипящего раствора NaOH в интервале изменения концентраций от 4 до 10%. В этих условиях химически стойкой является сталь марки Х17, имеющая скорость коррозии мене 0,1 мм в год, коэффициент теплопроводности ƛст=25,1 Вт/м·К.

 

3.1.6. Расчет коэффициентов  теплопередачи.

Расчет коэффициента теплопередачи в первом корпусе.

 

Коэффициент  теплопередачи  для первого корпуса определяют поуравнению аддитивности термических  сопротивлений:

К₁=.                                                      (3.46)

Примем, что суммарное  термическое сопротивление стенки и накипи равно ∑= при этом не учитываем термическое сопротивление загрязнений со стороны пара.

∑==2,87·10⁴ м²·К/Вт.

Коэффициент теплоотдачи  от конденсирующегося пара  к стенке равен

,                                            (3.47)

где

     -теплота конденсации греющего пара, Дж/кг,

,,,-плотность (кг/м²), теплопроводность (Вт/м·К),вязкость (Па) конденсата при средней температуре плёнки, соответственно ,

t_пл=t_г1-/2,                                                    (3.48)

-разность температур  конденсации пара и стенки, град..

Расчет  ведут методом последовательных  приближений.

1-ое приближение

 Примем -=2⁰C,тогда проверяем правильность первого приблежения по равенству удельных тепловых нагрузок:

=7394,5 Вт/м²·К.

Для установившегося процесса передачи тепла справедливо:

q=α·∆t₁=·∆t_ст=α₂·∆t₂,                                            (3.49)

где

q-удельная тепловая нагрузка, Вт/м²;

∆t_ст- перепад температур на стенке, град.;

∆t₂-разность между температурой стенки со стороны раствора и температурой кипения раствора ,град..

 

Рис.3.1

Распределение температур в  процессе теплоотдачи от пара через  стенку к кипящему раствору.

1-пар, 2-конденсат, 3-стенка, 4-накипь, 5-кипящий раствор.

∆t_ст=··∆t₁·                                                   (3.50)

∆t_ст=7394,5·2·2,87·10^-4=4,24⁰C.

Тогда

∆t₂=∆t_П1-∆t_ст-∆t₁                                                    (3.51)

∆t₂=14,87-4,24-2=8,63⁰C.

Коэффициент теплоотдачи  от стенки к кипящему раствору для  режима пузырькового кипения в вертикальных пузырьковых трубках при условии  естественной циркуляции раствора равен:

=А·q^0,6=780·

=А·q^0,6=780·=18,72(·∆t₁)^0,6=

=18,72·(7394,5·2)^0,6=5946,6 Вт/м²·К

q₁=·∆t₁                                                     (3.52)

q₁=7394,5·2=14789 Вт/м²;

q₂=·∆t₂                                                  (3.52)

q₂=5946,6·8,36=49713,576.

Как видно q₁ q₂

 

Таблица 2

Физические свойства кипящих  растворов и паров по корпусам

№	Наименование  параметра	1-й корпус	2-й корпус	3-й корпус	Литература
1	Теплопроводность раствора,λ,Вт/м·К	0,61	0,62	0,68
2	Плотность раствора,,кг/м3	1045	1056	1102
3	Теплоёмкость раствора, С,Вт/кг·К	3794	3689	3230
4	Вязкость раствора, μ,Па·с	0,1·10-3	0,15·10-3	0,28·10-3
5	Поверхностное натяжение,,Н/м	0,054	0,057	0,065
6	Теплота парообразования,Дж/кг	2056·103	2066·103	2145·103
7	Плотность пара,кг/м3	3,69	2,45	0,15

 

 

 

2-ое приближение

            Примем-∆t₁=3⁰C,тогда

=7395,5·=6682,5 Вт/м²·К;

∆t_ст=6682,5·3·0,287·10^-3=5,753⁰C.

∆t₂=14,87-5,753-3=6,17⁰C.

=18,72·(6682,5·3)^0,6=7137,43 Вт/м²;

q₁=6682,5·3=20047,5 Вт/м²;

q₂=7137,43·8,36=59669,5 Вт/м².

Как видно q₁ q₂.

 

 

3-ое приближение