Читать контрольная по всему другому: "Тепловой расчёт испарителя" Страница 2

(Назад) (Cкачать работу)

испаритель гидравлический теплопередача циркуляция

Рис. 1. Испарительная установка 1 - корпус; 2 - греющая секция; 3 - подвод греющего пара; 4 - промывочный лист; 5 - подвод питательной воды; 6 - жалюзийный сепаратор; 7 -опускные трубы; 8 - отвод конденсата греющего пара. 2. Определение параметров вторичного пара испарительной установки

Рис.2. Схема испарительной установки.

Давление вторичного пара в испарителе определяется температурным напором ступени и параметрами потока в греющем контуре.

При Рп = 0,49 МПа, п = 168 оС, п = 2785 КДж/кг

Павраметры при давлении насыщения Рп = 0,49 МПа, н = 151 оС, 'п= 636,8 КДж/кг; h

"п = 2747,6 КДж/кг;

Давление вторичного пара определяется по температуре насыщения. tн1 = tн - ∆t = 151 - 14 = 137 оС где ∆t = 14 оC.

При температуре насыщения tн1 = 137 оС давление вторичного пара Р1 = 0,33 МПа; Энтальпии пара при Р1 = 0,33 МПа h'1= 576,2 КДж/кг; h"1 = 2730 КДж/кг;. Определение производительности испарительной установки Производительность испарительной установки определяется потоком вторичного пара из испарителя

иу = DiКоличество вторичного пара из испарителя определяется из уравнения теплового баланса

ni ∙(hni -h΄ni)∙η = Di ∙hi˝+ α∙Di ∙hi΄ - (1+α )∙Di ∙hпв ;

Отсюда расход вторичного пара из испарителя:

= Dn∙(hn - h΄n )η/((h˝1 + αh1΄ - ( 1 + α)∙hпв)) = 13,5∙(2785 - 636,8)0,98/((2730+0,05∙576,2 -(1+0,05)∙293,3)) = 11,54 т/ч.где энтальпии греющего пара и его конденсатаn = 2785 КДж/кг, h΄n = 636,8 КДж/кг;

Энтальпии вторичного пара, его конденсата и питательной воды: h˝1=2730 КДж/кг; h΄1= 576,2 КДж/кг;

Энтальпии питательной воды при tпв = 70 оС: hпв= 293,3 КДж/кг;

Продувка α = 0,05; т.е. 5 %. КПД испарителя , η = 0,98.

Производительность испарителя: Dиу = D = 11,54 т/ч; . Тепловой расчёт испарителя Расчёт производится методом последовательного приближения.

Тепловой поток

= (D /3,6)∙[h˝1 + αh΄1 - (1+α)∙hпв] = (11,54/3,6)∙[2730 +0,05∙576,2 - (1+ 0,05)∙293,3] = 7856,4 кВт; Коэффициент теплопередачи

= Q/ΔtF = 7856,4/14∙350 = 1,61 кВт/м2˚С = 1610 Вт/м2˚С ,где Δt=14˚C ; F= 350 м2;

Удельный тепловой поток

=Q/F = 7856,4/350 = 22,4 кВт/м2;

Число Рейнольдса

е = q∙H/r∙ρ'∙ν = 22,4∙0,5725/(2110,8∙915∙2,03∙10-6) = 32,78; где высота теплообменной поверхности H = L1/4 = 2,29 /4 = 0,5725 м; Теплота парообразования r = 2110,8 кДж/кг;

Плотность жидкости ρ' = 915 кг/м3 ;

Коэффициент кинематической вязкости при Рп= 0,49 МПа, ν =2,03∙10-6 м/с;

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке при Rе = 32,78 < 100 α1н=1,01∙λ∙(g/ν2)1/3rе-1/3 = 1,01∙0,684∙(9,81/((0,203∙10-6)2))1/3∙32,78-1/3 = 13378,1 Вт/м2˚С; где при Рп = 0,49 МПа , λ = 0,684 Вт/м∙˚С;

Коэффициент теплоотдачи с учётом окисления стенок труб α1=0,75∙α1н=0,75∙13378,1 = 10033,6 Вт/м2˚С; . Определение скорости циркуляции Расчёт проводится графо-аналитическим методом.

Задаваясь тремя значениями скорости циркуляции W0 = 0,5; 0,7; 0,9 м/с рассчитываем сопротивление в подводящих линиях ∆Рподв и полезный напор ∆Рпол. По данным расчета строим график ΔРподв.=f(W) и ΔРпол.=f(W). При этих скоростях зависимости сопротивления в подводящих линиях ∆Рподв и полезный напор ∆Рпол не пересекаются. Поэтому заново задаемся тремя значениями скорости циркуляции W0 = 0,8; 1,0; 1,2 м/с; рассчитываем сопротивление в подводящих линиях и полезный напор заново. Точка пересечения этих кривых соответствует рабочему значению скорости циркуляции. Гидравлические потери в подводящей части складываются из потерь в кольцевом пространстве и потерь на входных

Похожие работы