Удельная производительность установки по дистилляту d

2.3.7.2.8 Удельная производительность установки по дистилляту d

2.3.7.2.9 Найдём температуру воды, поступающей на испарение, на выходе из каждой ступени конденсаторов t_вi,

2.3.7.2.9.2 Температура воды на выходе из восьмой ступени t_в8

2.3.7.2.9.6 Температура воды на выходе из четвёртой ступени t_в4

2.3.7.2.9.8 Температура воды на выходе из второй ступени t_в2

2.3.7.2.9.9 Температура воды на выходе из первой ступени t_в1

2.3.7.2.10 Найдём количество пара, подаваемого в головной подогреватель G_п

где h_п^’’=2684,1 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара, подаваемого в головной подогреватель, при температуре t_п=105 ^оС по таблице 2-1 [18],

h_п^’=313,94 кДж/кг – энтальпия конденсата при температуре в подогревателе.

2.3.7.2.11 Удельный расход теплоты составит dт

2.3.7.3 Третий вариант схемы, предполагающий последовательно подавать в конденсаторы-пароохладители исходную воду и смешивать её с циркуляционной перед подачей с головной подогреватель, изначально представляется нефункциональным. Это связано с тем, что количество исходной воды оказывается не достаточным для конденсации паров в ступенях установки при любой степени концентрирования.

2.3.8 Результаты расчётов сводим в таблицу 4

Таблица 4 - Сравнительные характеристики вариантов схем

2.3.9 Проанализируем полученные результаты:

При использовании первого варианта тепловой схемы потребуется водооборотный цикл с объёмом циркулирующей воды ~ 3320 кг/с или 11940 т/час.

Во втором случае имеем большой тепловой поток в виде продувочной воды с температурой t_к=40 ^оС в количестве 1252,5 кг/с или 4510 т/час с повышенным солесодержанием, которое необходимо каким-то образом утилизировать или непосредственно сбрасывать в канализацию. Надо отметить, что во второй схеме величина недогрева охлаждающей воды в конденсаторах ступеней мала, что негативно сказывается на степени конденсации паров.

Тепловая эффективность обоих схем, выраженная в виде удельного расхода теплоты dт, примерно одинаковая и в случае использования в качестве основного греющего пара - отработанного пара турбин приводов силового оборудования, не является определяющей величиной.

Основываясь на этих данных, принимаем к расчёту схему с тремя теплоотводящими ступенями. Её применение позволит значительно сократить расход воды на подпитку установки и продувочной воды, сбрасываемой в промливневую канализацию. Кроме того, за счёт более низкой температуры охлаждающей воды в последних ступенях удастся добиться более глубокого вакуума, более качественной конденсации пара и сократить площади поверхностей теплообмена конденсаторов.

2.3.10 Найдём температурный перепад в ступенях, как среднелогарифмический по формуле (3-93) [20] Dt_срi

2.3.10.1 Среднелогарифмический перепад в первой ступени Dt_ср1

2.3.10.3 Среднелогарифмический перепад в третей ступени Dt_ср3

2.3.10.4 Среднелогарифмический перепад в четвёртой ступени Dt_ср4

2.3.10.5 Среднелогарифмический температурный перепад в пятой ступени Dt_ср5

2.3.10.6 Среднелогарифмический перепад в шестой ступени Dt_ср6