Расчет глубоковакуумной утилизационной опреснительной установки
Введение
Основной целью выполнения курсового
проекта по дисциплине «Судовые вспомогательные механизмы, системы и устройства»
для курсантов третьего курса судомеханического факультета МГУ им. адм. Г.И.
Невельского (специальности 658000) является:
расширение, закрепление и
систематизация теоретических и практических знаний по специальности, полученных
при изучении курса, и приобретение опыта самостоятельного выполнения расчетов.
Выполнение курсового проекта по
опреснительной установке позволяет расчётным путём получить взаимосвязи
параметров рабочего процесса и определить конструкционные данные оборудования в
виде площади поверхности теплообмена, компоновочных размеров основных узлов
установки (греющей батареи, камеры испарения, конденсатора). Произвести гидравлический
расчёт и осуществить подбор оборудования, обслуживающего установку
(конденсатный насос, насос забортной воды) и выполнить графическую часть
проекта.
В качестве расчетной схемы для
курсового проекта принимается схема глубоковакуумной утилизационной
опреснительной установки на базе отечественного опреснителя типа «Д».
В целях расширения знаний в области
эксплуатационной тематики в проект входят расчёты:
- влияния на производительность
спроектированной опреснительной установки изменения температуры забортной воды;
- влияния на производительность
спроектированной опреснительной установки наличия накипи в греющих элементах.
1. Краткое описание конструкции
опреснительной установки типа «Д» и ее работы
Данные водоопреснительные установки
относятся к установкам с испарителями кипящего типа, работающие при постоянном
давлении и при производительности до 25 т/сутки. Такие водоопреснительные
установки в судовой практике в настоящее время находят самое широкое
применение.
Схема утилизационной вакуумной установки
типа «Д» приведена на рис.1.
Ее особенности состоят в следующем.
Теплообменная часть греющей батареи включает вертикально установленные
мельхиоровые трубки, развальцованные в латунных трубных досках, внутри которых
происходит процесс кипения морской воды. Пар из этих трубок поступает в
конденсатор, который имеет горизонтальные трубки, развальцованные также в
латунных трубных досках. Часть забортной воды, прокачиваемой через конденсатор,
отводится на питание испарителя, а оставшаяся используется в качестве рабочей в
эжекторе, который предназначен для удаления паро-воздушной смеси из
конденсатора и рассола из подогревателя за борт. За счет конденсации пара в
конденсаторе и работы эжектора в водоопреснительной установки поддерживается
глубокий вакуум. В качестве источника теплоты, поступающего в греющею батарею
испарителя, чаще всего используется охлаждающая вода главного двигателя с
температурой 60-70 °С, может использоваться пар от утилизационного
вспомогательного котла.
Дистиллят из конденсатора поступает
в специальный сборник, необходимый уровень в котором поддерживается с помощью
поплавкого регулятора. Дистиллят откачивается затем в цистерну, с помощью
дистиллятного насоса, при этом его некоторая часть пропускается через
соленомер.
В случае засоления дистиллят с
помощью электромагнитного клапана возвращается в испаритель.
Водоопреснительные установки данного
типа полностью автоматизированы, поставляются в виде агрегата на общей раме со
всеми обслуживающими агрегатами и приборами.
Контроль режима работы водоопреснительной
установки осуществляется с помощью термометров; измеряются температуры греющей
воды на входе в испаритель и на выходе из него, а также на выходе из
конденсатора.
Контроль вакуума в
водоопреснительной установке осуществляется по вакуумметру.
Технические характеристики
утилизационных дистилляционных водоопреснительных установок приведены в таблице
1
Таблица №1 - Характеристики
опреснительных установок типа “Д”
|
Тип установки
|
Производительность, т/сут
|
Расход греющей воды при 60 °С, м3/ч
|
Расход охлажд. воды при 30° С, м3/ч
|
Солесо-держание дистиллята, мг/л
|
Габаритные размеры
|
|
Д2у
|
3,2
|
15-16
|
18-20
|
8
|
1590*1130*1000
|
|
Д3у
|
6,3
|
33-45
|
35-40
|
8
|
1780*1215*1120
|
|
Д4у
|
12,5
|
65-70
|
55-60
|
8
|
2000*1676*1390
|
|
Д5у
|
25
|
110-135
|
90-100
|
8
|
2400*1950*1600
|
Рис. 1 Схема
утилизационной вакуумной водоопреснительной установки типа Д:
- ротаметр (датчик
расхода); 2 - соленомер; 3 - трубопроводы подвода и отвода греющей воды к
испарителю; 4 - трубопровод для отвода конденсата; 5 - трубопровод подвода
греющего пара; 6 - конденсатор; 7 - жалюзийный сепаратор; 8 - отбойный конус
пароводяной смеси; 9 - воздушно - рассольный эжектор; 10 - трубопровод отвода
рассола; 11 - насос забортной воды;12 - трубки греющей батареи; 13 - сборник дистиллята;
14 - насос откачки дистиллята; 15 - электромагнитный клапан.
. Тепловой расчет
утилизационной вакуумной опреснительной установки с обогревом греющей водой от
ГД
Таблица 2 - Определение
параметров вторичного пара
|
№
|
Наименование величины
|
Обоз-наче- ние ние
|
Способ определения
|
Способ вычис-ления
|
Значе-ние
|
|
1.
|
Производительность, кг/с
|
G2
|
Задано
|
|
0,0926
|
|
2.
|
Температура греющей воды,0 С
|
 Задано63
|
|
|
|
|
3.
|
Температура забортной воды, °С
|
tз.в.
|
Задано
|
|
280C
|
|
4.
|
Температура греющей воды на выходе из греющей батареи, ° С
|
  tг.в.
|
55
|
|
|
|
 tг.в.
- снижение температуры в греющей батарее (8-10) ° С
|
|
5.
|
Средняя температура греющей воды, ° С
|
t (+)/259
|
|
|
|
|
6.
|
Нагрев охлаждающей воды в конденсаторе, °С
|
tз.в.см.[1]
табл.3 (4-10)° С
|
|
8
|
|
|
7.
|
Температура забортной воды, выходящей из конденсатора, °С
|
t'з.в
|
tз.в.+tз.в.36
|
|
|
|
8.
|
Средняя температура охлаждающей воды в конденсаторе, ° С
|
tохл
|
(tз.в.+tз.в /218
|
|
|
9. Температурный напор в конденсаторе, ° С 
tк(t-tохл)/(1+
),
|
где Кк/Кн=218
|
|
|
|
|
|
10.
|
Температура вторичного пара, ° С
|
t2
|
tохл+tк43,2
|
|
|
|
11.
|
Давление вторичного пара, кПа
|
P2
|
из таблицы 1, [4] или приложения
|
|
8,7
|
|
12.
|
Энтальпия вторичного пара, кДж/кг
|
i2
|
из таблицы 1, [4] или приложения. приложения
|
|
2579,7
|
|
13.
|
Теплота парообразования. кДж/кг
|
r2
|
из таблицы 1, [4] или приложения.
|
|
2398,9
|
|
14.
|
Удельный объем, м3/кг
|
 2из
табл. 1,[4]
|
|
16,7
|
|
Таблица 3 - Тепловой расчет греющей
батареи и определение конструктивных элементов
|
№
|
Наименование величины
|
Обоз-начение
|
Способ определения
|
Способ вычис-ления
|
Значе-ние величины
|
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
1. Расход питательной воды, кг/с G (1+
)G2,
|
где =3
коэффициент продувания0,37
|
|
|
|
|
2.
|
Количество продуваемого рассола, кг/с
|
Gпр
|
G2 0,278
|
|
|
|
3.
|
Температура питательной воды, ° С
|
tп.в.=t'з.в
|
tз.в.+tз.в.36
|
|
|
|
4.
|
Тепловая мощность для подогрева и испарения, кВт
|
Q
|
Gcп.в.(t2-tп.в.)+G2r2,
где сп.в теплоёмкость питательной воды
|
|
233
|
5. Массовый расход пресной греющей воды, кг/с Gгр Q/[cгр(-)
],
|
где =0,85
- коэффициент сохранения теплоты, сгр- теплоёмкость греющей воды,
см [1]8,19
|
|
|
6. Объёмный расход греющей воды, м3/с Wгр Gгр/
,
|
где  -
плотность греющей воды, см. [1] табл.5 или приложение0,00834
|
|
|
|
|
теплоемкость и плотность греющей воды брать при температуре 
|
|
7.
|
Диаметр труб греющей батареи: наружный, м внутренний, м
|
dн dв
|
0,016 0,014
|
|
0,016 0,014
|
|
8.
|
Скорость греющей воды в межтрубном пространстве, м/с
|
 Принимается
(0,8…1,2)1,2
|
|
|
|
9. Критерии Рейнольдса для потока пресной греющей
воды Re1 
dн/
,
где 
-коэффициент
кинематической вязкости для греющей воды при 
,
|
см. [1] табл. 5 или приложение41821
|
|
|
10. Критерий Нуссельта для потока пресной греющей воды Nu 0,0263
,
где Pr -критерий Прандтля для греющей воды при t1,
|
см. [1], табл. 5 или приложение189
|
|
|
11. Коэффициент теплоотдачи от греющей воды к трубкам
греющей батареи, Вт/(м2K) 
Nu/dн,
|
где -
коэффициент теплопроводности для греющей воды при ,
см. [1],табл. 5 или приложение7813
|
|
|
|
|
|
12.
|
Средняя температура стенки труб греющей батареи, ° С
|
tст
|
(+)/4+(t2+tп.в.)/449,3
|
|
|
|
13.
|
Средняя разность температур труб и испаряемой воды, °С
|
ttст
-(t2+tп.в.)/29,7
|
|
|
|
14. Коэффициент теплоотдачи от стенки труб к испаряемой
воде, Вт/(м2К) 
25,52
,
|
где Р2 -кПа1233
|
|
|
|
|
|
15.
|
Температурный напор в греющей батарее, К
|
tн 56
|
|
|
|
|
16.
|
Коэффициент теплопередачи в греющей батарее, Вт/(м2ÌК)
|
Ки
|
 ,
где -
толщина стенки трубы, м1028
|
|
|
|
 коэффициент
теплопроводности мельхиора
|
|
17.
|
Тепловая плотность, Вт
|
Ф
|
1000Q
|
|
233000
|
|
18.
|
Поверхность нагрева греющей батареи для чистой стенки, м2
|
Fн
|
Ф/киtн6.99
|
|
|
19. Число труб греющей батареи, шт. nн Fн
,
|
где lн=>Д 175
|
|
|
|
|
lн - длина греющей батареи в первом приближении 0,8 м
|
|
20.
|
Эквивалентный диаметр трубного пучка греющей батареи, м
|
ДЭ
|
 0,513
|
|
|
|
Sн=1,3dн - шаг труб; zн=1 -
число ходов греющей воды;  =(0,7... 0,8)
коэффициент заполнения трубной доски.
|
|
21.
|
Отношение
|
lн/ДЭ
|
1...1,6
|
|
1,8
|
|
В случае несовпадения делают перерасчет с п.19, приняв другую
величину lн
|
|
22.
|
Диаметр камеры испарения, м
|
Д
|
 0,906
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
=
(1,35...2,5) м3/(м2с) - напряжение зеркала испарения [1]
стр. 133;
|
 -
удельный объем пара м3/кг (из расчета)
|
|
23.
|
Высота парового пространства камеры испарения, м
|
Н
|
 0,41
|
|
|
=
(147,8...369,5) м3/(м3с) - напряжение парового объема,
[1] стр. 133;
|
Дв - эквивалентный диаметр трубного пучка
конденсатора, м.
|
Таблица 4 - Тепловой расчет
конденсатора и определение конструктивных элементов
|
№
|
Наименование величины
|
Обозна-чение
|
Способ определения
|
Способ вычисления
|
Значение величины
|
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
|
1.
|
Тепловая мощность отводимая от конденсатора вторичного пара, кВт
|
Qп
|
G2(i2-iд)
|
|
222,4
|
|
iд - энтальпия дистиллята из таблиц водяного пара,
как функция  =Р2
- Р;
Р
=(0,1...0,4) кПа - паровое сопротивление конденсатора, см. [1] стр. 47
|
|
2.
|
Кратность охлаждения
|
m
|
(i2-iд)/(cз.в. tз.в.)77
|
|
|
|
сз.в. - теплоемкость забортной воды, см. [1],табл. 4
или приложение
|
|
|
|
|
|
|
|
3. Расход охлаждающей воды: массовый, кг/с;
объёмный, м3/с Gз.в. Wз.в. mG2
Gз.в./
з.в.7,1
|
0,00698
|
|
|
|
|
з.в.
- плотность забортной воды, см. [1] табл. 4 или приложение
|
|
4.
|
Среднелогарифмическая разность температур в конденсаторе, °С
|
tк 10,4
|
|
|
|
tд - температура дистиллята, определяемая по значению из
таблиц
|
водяного пара
|
|
5.
|
Диаметр трубок конденсатора
|
dн dв
|
0,016 0,014
|
|
0,016 0,014
|
|
6.
|
Критерий Рейнольдса для потока охлаждающей воды
|
Reов
|
 dв/ 43114
|
|
|
=
1...2,5 м/с - скорость охлаждающей воды в трубках конденсатора,
|
см. [1], стр. 30. Коэффициент кинематической вязкости  для
охлаждающей воды при tзв, см приложение
|
|
7.
|
Критерий Галилея для дистиллята
|
Gaд
|
Gdн3/vд2
|
|
100·106
|
|
vд - коэффициент кинематической вязкости для
дистиллята при tд, см прилож.
|
|
8.
|
Критерий Кутателадзе для дистиллята
|
Kuд
|
r2/cд(t2-tд)
|
|
750
|
|
cд - теплоемкость для дистиллята при tд,
см приложение
|
|
9.
|
Критерий Нуссельта для дистиллята
|
Nuд
|
0,87 649
|
|
|
|
Prд - критерий Прандтля для дистиллята при tд,
см приложение
|
|
10.
|
Коэффициент теплоотдачи от пара к трубкам конденсатора, Вт/(м2K)
|
α1К
|
 Nuд/dн25855
|
|
|
|
-
коэффициент теплопроводности для дистиллята при tд, см приложение
|
|
11.
|
Критерий Нуссельта для потока охлаждающей воды
|
Nuов
|
0,0263Re0,8Pr 659
|
|
|
|
Prов - критерий Прандтля для потока охлаждающей воды
при tзв, см приложение
|
|
12.
|
Коэффициент теплоотдачи от стенок трубок к охлаждающей воде,
Вт/(м2K)
|
α2К
|
λовNuов/dв
|
|
27141
|
-
коэффициент теплопроводности для потока охлаждающей воды при tзв,
|
см приложение
|
|
13.
|
Коэффициент теплопередачи в конденсаторе, Вт/м2К
|
Кк
|
 ,
где -
толщина стенки трубы, м9187
|
|
|
|
коэффициент
теплопроводности мельхиора
|
|
14.
|
Поверхность охлаждения конденсатора, м2
|
Fк
|
1000Qп/KкΔtк
|
|
2,33
|
|
15.
|
Число трубок в конденсаторе, шт.
|
nк
|
 195
|
|
|
|
zк - 2...4 число ходов охлаждающей воды; d в=
0,014 м - внутренний диаметр трубок конденсатора.
|
|
16.
|
Эквивалентный диаметр трубного пучка конден- сатора, м
|
Дк
|
 0,239(0,6)
|
|
|
|
Sк = 1,3dн - шаг труб; dн =
0,016 м - наружный диаметр труб конденсатора;  = 0,6... 0,7 -
коэффициент заполнения трубной доски.
|
|
17.
|
Длина труб конденсатора, м
|
Lк
|
Fк/ dнnк1,29
|
|
|
. Гидравлический расчет
Цель гидравлического расчета
опреснительной установки - определение потерь давления забортной воды в трубках
конденсатора и воды в греющей батарее.
Величина гидравлического
сопротивления определяет мощность насосов для перемещения охлаждающей забортной
воды и греющей воды в батарее, что характеризует совершенство опреснителя.
Гидравлическое сопротивление
складывается из двух составляющих: потери напора на преодоления трения и потери
напора на преодоление местных сопротивлений:
P=Pтр.+Pм.
Потери давления на
трение, Pтр,
в прямом канале определяют по формуле
Pтр=
,
кПа,
где 
-
коэффициент сопротивления трению;- длина канала, м; э -
эквивалентный диаметр канала, м;
-
скорость движения рабочей среды в канале, м/с;
-
плотность рабочей среды.
Потери давления на преодоление местных сопротивлений, Рм,
рассчитывается по формуле:
Рм=
,
кПа,
где 
-
коэффициент местного сопротивления.
Коэффициент
сопротивления трения 
зависит
от режима движения жидкости (критерий Re) и от степени шероховатости стенок
трубок. При режиме течения (Rе<2300) шероховатость практически не имеет
влияния и коэффициент сопротивления трения подсчитывается по формуле
=64/ Rе.
При турбулентном
движении и невысоких значениях критерия Рейнольдса (Re до 105),
шероховатость трубок также не имеет большого значения и коэффициент трения
может быть определен по формуле:
=1,8lg Rе - 1,5.
Методика расчета
гидравлического сопротивления опреснителя при движении забортной воды в трубках
конденсатора и греющей воды в межтрубном пространстве представлена в таблицах 5
и 6.
Таблица №5 - Определение
гидравлических сопротивлений полости охлаждающей воды конденсатора
|
№
|
Наименование величины
|
Обозна-чение
|
Способ определения
|
Способ вычисления
|
Значение величины
|
|
1.
|
Толщина трубной доски, м
|
Sтр
|
Принимается
|
0,04
|
Полная длина греющих трубок, м
|
Ln
|
lk+2Sтр+0,01
|
|
1,38
|
|
3.
|
Число Рейнольдса для потока забортной воды
|
Re2
|
 ,
где  см.[1],
табл.343114
|
|
|
|
4.
|
Коэффициент сопротивления трения
|
 0,022
|
|
|
|
|
5.
|
Потери напора при движении воды по трубкам, кПа
|
Pв1 13,79
|
|
|
|
|
6.
|
Коэффициент, учитывающий потери напора при входе воды в трубки и
выходе из них
|
 Принимается1,5
|
|
|
|
7.
|
Потери напора при входе в трубки и выходе из них, кПа
|
Pв2 19,08
|
|
|
|
|
8.
|
Коэффициент, учитывающий потери напора при поворотах воды в
крышках конденсатора
|
 Принимается1,5
|
|
|
|
9.
|
Потери напора при поворотах воды в крышках, кПа
|
Pв3 4,77
|
|
|
|
|
10.
|
Скорость охлаждающей воды в патрубках, м/с
|
 Принимается2
|
|
|
|
11.
|
Коэффициент местного сопротивления входной и выходной камер
|
 Принимается2,5
|
|
|
|
12.
|
Потери напора в патрубках, кПа
|
Pв4 4,07
|
|
|
|
|
13.
|
Коэффициент загрязнения
|
 Принимается1,25
|
|
|
|
14.
|
Общее гидравлическое сопротивление, кПа
|
Pвк (Pв1+Pв2+Pв3+Pв4)52,1
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
. Исследование и расчет влияния
температуры забортной воды на производительность спроектированной
опреснительной установки
Во время эксплуатации опреснительной
установки в значительной степени может колебаться температура забортной воды,
подаваемой на охлаждение конденсата и питание опреснителя.
В этих условиях температура
забортной воды изменяется от 2 до 30 °С, вместе с этим меняется вакуум в
конденсаторе и температурный напор. По опытным данным производительность
опреснителя падает на 1...2% при увеличении температуры забортной воды на 1 °С.
Влияния колебания температуры
забортной воды на производительность опреснительной установки можно определить,
выполнив вариантные расчеты эксплуатационных параметров опреснительной
установки при различных значениях температуры забортной воды при +5; 10;15; 20;
25; 30 oС с последующим построением графика (см. табл.6).
Таблица №6
|
№
|
Наименование величины
|
Обозна- чение
|
Способ определения
|
Значение величины tз.в., oC
|
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
|
1.
|
Задаваемые температуры забортной воды
|
|
|
5
|
10
|
15
|
20
|
25
|
28
|
30
|
2. Температура питательной воды, °С tп.в. tз.в.+tз.в.
|
tз.в.=(4 10oC)13182328333638
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3.
|
Средняя температура забортной воды, °С
|
t tз.в.+tз.в./29141924293234
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4. Температурный напор конденсатора, °С tк
|
20,718,616,614,512,411,210,4
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5.
|
Температура вторичного пара, °С
|
t2
|
t+tк29,732,635,638,541,443,244,4
|
|
|
|
|
|
|
|
6. Критерий Рейнольдса для потока греющей воды Re1 
,
|
где  =0,8…1,2
м/с43114431144311443114431144311443114
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
7.
|
Критерий Нуссельта для потока греющей воды
|
Nu
|
0,0263Re10.8Pr0.35, где Рr - критерий
Прандтля659659659659659659659
|
|
|
|
|
|
|
|
|
8.
|
Коэффициент теплоотдачи от греющей воды к трубкам греющей
батареи, Вт/(м2 К)
|
  7813781378137813781378137813
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
9.
|
Давление вторичного пара, Па
|
P2
|
f(t2)
|
4,2
|
4,9
|
5,8
|
6,8
|
7,9
|
8,7
|
9,3
|
|
10.
|
Средняя температура стенки труб греющей батареи, °С
|
  40,242,144,146,148,149,350,1
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
11.
|
Средняя разность температур стенки труб и испаряемой воды, ° С
|
t 18,916,814,812,910,99,78,9
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
12.
|
Коэффициент теплоотдачи от стенки труб к испаряемой воде, Вт/(м2
К)
|
 25,52(P2·10-2)0.58δt2.33,
где Р2- кПа3824317826082077153012331049
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
13.
|
Коэффициент теплопередачи в греющей батарее, Вт/(м2
К)
|
Ки
|
 236521011836155612271028897
|
|
|
|
|
|
|
|
|
14.
|
Среднелогарифмическая разность температур, °С
|
t 12,912,913,213,112,812,712,6
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
15.
|
Тепловая мощность для подогрева и испарения воды, Вт
|
Q
|
КиFиt544577483787432598363847280345233042201744
|
|
|
|
|
|
|
|
|
16.
|
Производительность опреснительной установки, кг/с
|
G2
|
 0,20480,18410,16660,14190,11080,09260,0807
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рис.1 График зависимости
производительности водоопреснительной установки от температуры забортной воды
. Исследование и расчет влияния
накипи в греющей батарее на производительность, спроектированной опреснительной
установки
утилизационный вакуумный
опреснительный установка
В эксплуатации производительность
опреснительной установки (номинальная) должна сохраняться длительное время.
Однако, за счет образования накипи производительность установки падает. По
данным испытаний установки на т/х «Карл Линней» за период 90 суток толщина
накипи на трубках греющий батареи составляла 0,6 мм. Анализ накипи показывает,
что в общем случае она образована тремя основными компонентами:
1 карбонатом кальция СаСОз;
2 гидроокисью магния Мg(ОН)2;
3 сульфатом кальция СаSО4;
Образование накипи
сложный процесс, зависящий от многих факторов, протекающий при испарении
морской воды. При температуре кипения морской воды ниже 50 °С накипь
формируется в основном из карбоната кальция; при температуре кипения более 80
°С накипь состоит в основном из гидроокиси магния. Поскольку теплопроводность
накипи зависит от её состава, то меняется коэффициент теплопроводности накипи в
широких пределах от 0,11 до 5,8 Вт/(м К), что существенно меняет теплопередачу.
Для расчетов и исследования рекомендуется принять коэффициент теплопроводности
накипи 
=
0,98 Вт/(м К), что рекомендовано технической литературой. Цель данного расчета
определить изменение производительности опреснительной установки в зависимости
от толщины накипи. Методика расчета приведена в таблице 7.
Таблица №7 - Расчёт
влияния накипи в греющей батарее на производительность опреснительной установки
|
№
|
Наименование величины
|
Обозначение
|
Способ определения
|
Значение величины
|
|
1.
|
Коэффициент теплопроводности накипи, Вт/(м К)
|
 принимается1,08
|
|
|
|
2.
|
Коэффициент теплопередачи для чистой стенки, Вт/(м2
К)
|
Kи
|
из расчета п. 16 в греющей батарее
|
1028
|
|
3.
|
Поверхность нагрева греющей батареи, м2
|
Fи
|
Fи из расчета п. 18
|
17,85
|
4. Среднелогарифми-ческая разность температур, °С tиtи
Таблица 8
|
№
|
Наименование величины, ее размерность
|
Толщина накипи 3,
мм
|
|
|
0,0
|
0,2
|
0,6
|
1,2
|
1,6
|
2,0
|
2,4
|
|
1.
|
 ,
 ,
где ,м00,000190,000560,001110,001480,001850,00222
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2.
|
 ,
0,00097
|
|
|
3.
|
 ,
0,000970,001160,001530,002080,002450,002820,00319
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4.
|
Коэффициент теплопередачи в функции от толщины накипи, Кз=1/(1/Ки+ / ),
Вт/(м2 К)1028862654481408355313
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5.
|
Тепловой поток Q=К3Fиtи,
Вт233042195411148259109040924928047770956
|
|
|
|
|
|
|
|
|
6.
|
Изменение производительности установки, кг/с.  0,09260,07780,0590,04340,03680,0320,0282
|
|
|
|
|
|
|
|
|
tп.в. - температура питательной воды из расчета; t2
- температура вторичного пара из расчета; cп.в. - теплоемкость
питательной воды; r2 - теплота парообразования;  -
коэффициент продувания.
|
Рис. 2 График зависимости
производительности опреснительной установки от толщины слоя накипи.
Заключение
Курсовой проект выполнен согласно
методическим указаний, разработанных кафедрой СВЭОС.
Произведен расчет вакуумной
опреснительной установки производительностью 0,0926 кг/с при температуре
греющей пресной воды 63 °С, и температуре забортной воды 28 °С. В результате
расчета получены следующие данные: поверхность греющей батареи 17,85 м2
(чистая стенка), конденсатора 2,33 м2, и выполнена графическая часть
проекта.
Произведен гидравлический расчет
установки.
Произведен расчет производительности
установки при изменении температуры забортной воды от +5 °С до 30 °С. Построена
графическая зависимость G2=f(tз.в.).
Произведен расчет
производительности установки в зависимости от толщины накипи на трубках греющей
батареи, и построена графическая зависимость G2=f(
.).
Список литературы
1. Ермилов В.Г. Теплообменные аппараты и конденсационные установки
- Л.: Судостроение, 1974. -223 с.
2. Коваленко В.Ф., Лукин Г.Я. Судовые водоопреснительные
установки - Л.: Судостроение, 1970. -303 с.
. Башуров Б.П. Судовые водоопреснительные установки.
учебное пособие. - М.: Мортехинформреклама, 1988. - 85 с.
4. Ривкин С Л, Александров А.А. Таблицы воды и водяного
пара. Справочник. -М.: Энергоиздат, 1984.