Расчет водоопреснительной установки
Характеристика конструктивной схемы и общего вида утилизационного опреснителя. Величина гидравлического сопротивления - наиболее важный показатель, который определяет мощность насосов для перемещения охлаждающей забортной и греющей воды в батарее.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 20.04.2022 |
| Размер файла | 1,6 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru
Размещено на http://www.allbest.ru
Курсовая работа
По дисциплине: Судовые вспомогательные механизмы, системы и устройства
Тема: Расчет водоопреснительной установки
Королев В.В.
Введение
Основной целью выполнения курсового проекта по дисциплине «Судовые вспомогательные механизмы, системы и устройства является:
- закрепление и систематизация теоретических и практических знаний по специальности, полученных при изучении курса;
- приобретение опыта самостоятельного выполнения расчетов.
В качестве расчетной схемы для курсового проекта принимается тепловая схема глубоковакуумной утилизационной опреснительной установки на базе отечественного опреснителя типа «Д», широко применяемой на транспортных морских судах для пополнения запасов пресной воды, используемых в дальнейшем на питьевые и хозяйственно-бытовые нужды, а также на технические цели (подпитка котлов, система охлаждения ДВС и пр.).
По заданным параметрам рабочего процессов ходе курсового проектирования на основе расчёта:
- определяются поверхности теплообмена греющей батареи и конденсатора;
- осуществляется компоновка основных узлов опреснителя (греющей батареи, конденсатора и камеры испарения);
- определяется гидравлическое сопротивление конденсатора и нагревательной батареи;
- выполняется графическая часть проекта.
Результаты гидравлического расчёта конденсатора являются составной частью гидравлического расчета системы забортной воды, необходимого для подбора насоса забортной воды, обслуживающего установку.
В целях расширения знаний в области эксплуатации в проект входят расчёты по исследованию влияния температуры забортной воды и накипеобразования на производительность спроектированной опреснительной установки.
1. Опреснительная установка типа «Д»
Данные водоопреснительные установки относятся к установкам с испарителями кипящего типа, работающими при постоянном давлении и производительности до 25 т/сут. Такие водоопреснительные установки в судовой практике в настоящее время находят самое широкое применение на транспортных судах.
1.1 Устройство и принцип работы
Опреснитель типа «Д» (рис. 1) по конструкции аналогичен блочному вакуумному опреснителю датской фирмы «Атлас», использующему утилизационную теплоту охлаждающей системы.
Рис. 1. Конструктивная схема и общий вид утилизационного опреснителя типа «Д»: 1- греющая батарея; 2 - отбойный конус; 3-камера испарения; 4- жалюзийный сепаратор; 5- конденсатор
В зависимости от типа двигателя утилизационные опреснители позволяют получить от 600 до 1200 литров дистиллята в час на каждую 1000 кВт ее мощности. Для большинства типов судов в этом случае обеспечиваются все потребности в пресной воде практически без дополнительных затрат топлива. Тепловая схема утилизационной вакуумной установки типа «Д» приведена на рис.2.
Особенность ее работы состоит в следующем. Теплообменная часть греющей батареи включает вертикально установленные мельхиоровые трубки 12, развальцованные в латунных трубных досках, внутри которых происходит процесс кипения морской воды. Пар из этих трубок поступает в камеру испарения и далее через жалюзийный сепаратор 7подается в верхнюю часть двухходового прямотрубного конденсатора 6, который имеет горизонтальные трубки, развальцованные также в латунных трубных досках.
Рис. 2. Схема утилизационной вакуумной водоопреснительной установки типа «Д»: 1 - 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; 16 - уравнительный трубопровод; 17 -трубопровод отвода паровоздушной смеси
Отбойный конусный щит 8, установленный в нижней части камеры испарения, служит для отделения крупной капельной влаги из пароводяной смеси в зоне испарения рассола. При этом сепарация капель рассола обеспечивается за счет действия центробежных сил при изменении направления движения пароводяной смеси от вертикального (вверх) до горизонтального (вбок) и далее - вверх в камеру испарения. Отсепарированные капли рассола стекают обратно в зону испарения. Данное техническое решение создает благоприятные условия для дальнейшей качественной сепарации вторичного пара в жалюзийном сепараторе 7.
Относительно большая высота парового пространства в сочетании с применением жалюзийного сепаратора позволяет получать дистиллят с солесодержанием не более 8 мг/л при солесодержании рассола 50 г/л.
Часть забортной воды, прокачиваемой через конденсатор, отводится на питание испарителя, а оставшаяся используется в качестве рабочей жидкости в водоструйном эжекторе 9, который предназначен для удаления паровоздушной смеси по трубопроводу 17 из конденсатора и продувки рассола из подогревателя за борт.
В эксплуатационном режиме рабочий вакуум в опреснителе поддерживается за счет конденсации пара в конденсаторе и определяется температурой охлаждающей воды. При этом работа водоструйного эжектора заключается в удалении паровоздушной смеси из конденсатора, составляющей 3-5 % производительности опреснительной установки.
В центре нагревательной батареи установлен кожух и центральная труба, по которой рассол сливается к эжектору. Уровень продуваемого рассола устанавливается на высоте верхнего среза сливной трубы, который расположен на половине высоты греющей батареи.
В качестве источника теплоты, поступающей в греющую батарею испарителя, чаще всего используется охлаждающая вода главного двигателя с температурой 60-80°С, может использоваться также пар от утилизационного или вспомогательного котла.
Греющая вода или пар подается в межтрубное пространство греющей батареи. При этом для улучшения теплообмена организовано многоходовое поперечно-продольное движение греющей среды. Для этого внутри корпуса греющей батареи (в межтрубном пространстве) устанавливаются 1, 3, 5 и т.д. направляющих сегментных перегородок, что позволяет организовать соответственно 2-, 4-, 6-ходовое и т.д. омывание греющих трубок.
Количество ходов греющей воды является одним из важных конструктивных факторов. С уменьшением числа ходов снижается гидравлическое сопротивление поворота потока греющей воды, соответственно можно увеличить скорость воды между трубками при заданном напоре центробежного насоса. Для утилизационных опреснителей типа «Д» количество ходов, зависящих от производительности установки и высоты греющей батареи, не превышает 8.
Дистиллят из конденсатора поступает в специальный сборник 13, необходимый уровень в котором поддерживается с помощью поплавкового регулятора. При этом уравнительный трубопровод 16 служит для уравнивания давлений в конденсаторе 6 и сборнике дистиллята 13, что необходимо для надежного стока конденсата. Дистиллят откачивается затем в цистерну с помощью дистиллятного насоса 14.
В случае превышения допустимой солености дистиллят с помощью электромагнитного клапана 15, управляемого соленомером 2, возвращается в испаритель или удаляется за борт. Водоопреснительные установки (ВОУ) данного типа полностью автоматизированы и оснащены соответствующими средствами сигнализации.
Визуальный контроль за режимом работы водоопреснительной установки осуществляется с помощью термометров, манометров, вакуумметра и расходомеров. При этом контрольными параметрами являются: температуры греющей воды на входе в испаритель и на выходе из него; температуры охлаждающей воды на входе и на выходе из конденсатора; вакуум в конденсаторе; расход питательной воды; расход и соленость дистиллята. ВОУ поставляются в виде агрегата на общей раме со всеми обслуживающими агрегатами и приборами.
2. Тепловой расчет опреснительной установки
2.1 Тепловой расчет утилизационной опреснительной установки типа «Д» с обогревом греющей водой от ГД
Исходными данными для расчета являются: тип опреснительной установки, ее производительность, температура греющей воды на входе в опреснитель, температура забортной воды и коэффициент продувания.
Тепловой расчет опреснительной установки состоит из следующих этапов:
· определение параметров вторичного пара;
· тепловой расчет греющей батареи и определение её конструктивных размеров;
· тепловой расчет конденсатора и определение его конструктивных размеров;
Методика расчета опреснительной установки приведена в табличной форме.
Таблица 2. Определение параметров вторичного пара
|
№ |
Наименование величины |
Обозначение |
Способ определения |
Числовые значения величин |
Окончательный результат |
|
|
1. |
Производительность, кг/с |
Задано |
27,5 |
0,32 |
||
|
2. |
Температура греющей воды, С |
Задано |
80 |
|||
|
3. |
Температура забортной воды, С |
Задано |
23 |
|||
|
4. |
Коэффициент продувания |
Задано |
3,5 |
|||
|
снижение температуры греющей воды (8 -10)°С .(10) Примечание. С увеличением значенийвозрастает расчетная поверхность греющей батареи, поэтому большие значения должны соответствовать большей кратности продувания рассола которая в судовых ОУ может составлять 2,5-4,0. |
||||||
|
5. |
Температура греющей воды на выходе из греющей батареи, оС (cм. рис. 3) |
80-10 |
70 |
|||
|
6. |
Средняя температура греющей воды, оС |
(80+70)/2 |
75 |
|||
|
нагрев охлаждающей воды в конденсаторе(4-10) о С.(8) Примечание. Принятые значения подлежат уточнению по результатам расчета конденсатора. |
||||||
|
7. |
Температура забортной воды, выходящей из конденсатора, оС (см. рис. 4) |
23+8 |
31 |
|||
|
8. |
Средняя температура охлаждающей воды в конденсаторе, °С |
(23+31)/2 |
27 |
|||
|
9. |
Температурный напор В конденсаторе, оC |
19,9 |
||||
|
Для судовых ОУусловие получения минимальной суммарной поверхности испарителя и конденсатора. |
||||||
|
10. |
Средняя температура вторичного пара, оС |
27+19,88225 |
46,9 |
|||
|
11. |
Давление вторичного пара, кПа |
P2=f(t2) |
Прил. 1, табл. 1 |
10,5488 |
||
|
12. |
Энтальпия вторичного пара, кДж/кг |
i2=f(P2) |
Прил. 1, табл. 1 |
2586,284 |
||
|
13. |
Теплота парообразования, кДж/кг кДж/кг |
r2=f(P2) |
Прил. 1, табл. 1 |
2390,09 |
||
|
14. |
Удельный объем пара, м3/кг |
2=f(P2) |
Прил. 1, табл. 1 |
13,9605 |
Таблица 3. Тепловой и конструктивный расчет греющей батареи
|
№ |
Наименование величины |
Обозначение |
Способ определения |
Числовые Значения величин |
Окончательный результат |
|
|
коэффициент продувания (задано) |
||||||
|
1. |
Расход питательной воды, кг/с |
G |
(1+3,5)0,32 |
1,44 |
||
|
2. |
Количество продуваемого рассола, кг/с |
Gпр |
G2 |
0,323,5 |
1,12 |
|
|
теплоёмкость питательной воды, (прил. 1, табл.3) |
||||||
|
3. |
Тепловая мощность для подогрева и испарения воды, кВт |
Q |
(-.)+ |
1,443,1842(46,9-31)+0,322390,09 |
837,6522 |
|
|
=0,85 коэффициент сохранения теплоты, теплоёмкость греющей воды, (прил. 1, табл. 2) |
||||||
|
4. |
Массовый расход пресной греющей воды, кг/с |
Gгр |
23,50001 |
|||
|
плотность греющей воды при температуре,(прил. 1, табл. 2) |
||||||
|
5. |
Объёмный расход греющей воды, м3/с |
Wгр |
Gгр/ |
2,65/974,65 |
0,024111 |
|
|
6. |
Диаметр труб греющей батареи: наружный, м; внутренний, м |
dн dв |
задано выбрано |
0,019 0,016 |
||
|
Скорость греющей воды в межтрубном пространстве (0,8-1,2), 0,7 м/с. С увеличением возрастает, однако при этом возрастает гидравлическое сопротивление на прокачку греющей воды из-за увеличения количества ходов в греющей батарее. Поэтому превышение рекомендованных выше значений нежелательно. |
||||||
|
7. |
Скорость греющей воды в межтрубном пространстве, м/с |
выбрано |
0,7 |
|||
|
коэффициент кинематической вязкости для греющей воды при,(прил. 1, табл. 2) |
||||||
|
8. |
Критерии Рейнольдса для потока пресной греющей воды |
Re1 |
34137,58 |
|||
|
Pr=2,37 - критерий Прандтля для греющей воды при(прил. 1, табл. 2) |
||||||
|
9. |
Критерий Нуссельта для потока пресной греющей воды по формуле В.Н. Тимофеева [5] |
Nu |
0,02632,370,35 |
150,558 |
||
|
коэф. теплопроводности для греющей воды при, Вт/(м·К) (прил. 1, табл.2) |
||||||
|
10. |
Коэффициент теплоотдачи от греющей воды к трубкам греющей батареи, Вт /(м2·K) |
5280,624 |
||||
|
11. |
Средняя температура стенки труб греющей батареи, оС |
56,4706 |
||||
|
12. |
Средняя разность Температур стенки трубок И испаряемой воды, оС |
t |
17,52947 |
|||
|
Р2=10,5488 кПа (см. п.11 расчетной табл. 2) |
||||||
|
13. |
Коэффициент теплоотдачи от стенки трубок к испаряемой воде, Вт/(м2·К) (ф-ла М. А. Михеева, [5]) |
1,7910,54880,5817,52947,2,33 |
5549,992 |
|||
|
14. |
Температурный напор в греющей батарее, оС |
tи |
35,97877 |
|||
|
коэффициент теплопроводности мельхиора |
||||||
|
толщина стенки трубы |
||||||
|
15. |
Коэффициент теплопередачи в греющей батарее для чистой стенки трубок, Вт/( 2·К) |
Ки |
2383,495 |
|||
|
16. |
Поверхность нагрева греющей батареи для чистой стенки, м2 |
Fи |
9,767946 |
|||
|
=1,25 - коэффициент загрязнения трубок |
||||||
|
17. |
Поверхность нагрева греющей батареи с учетом образования накипи, м2 |
1,259,767946 |
12,20993 |
|||
|
18. |
Число трубок греющей батареи, шт. |
nи |
270 |
|||
|
полезная длина трубок греющей батареи (длина между трубными досками). Выбор величины зависит от заданных или принятых значений производительности испарителя G2и коэффициента продувания рассола , которые для судовых ОУ соответственно составляют: G2 = (1,5-25,0) т/сут и В частности, большей производительности опреснителя соответствуют большие рекомендованные значения При одинаковой производительности испарителя меньшим значениям отвечают меньшие значения длины трубок. Назначение большой длины трубок при малых значениях коэффициента продувания может привести к разрыву пленки кипящей жидкости и ее высыханию на отдельных участках верхней части трубки. Образование накипи в таких случаях неизбежно. Кроме того, высота трубок влияет на интенсивность заброса рассола в паровое пространство, так как с увеличением длины трубок уменьшается их количество, а следовательно, возрастает скорость пароводяной смеси на выходе из трубок. |
||||||
|
19. |
Эквивалентный диаметр трубного пучка греющей батареи, м |
1,050,0304 |
0,626896 |
|||
|
= (1,5-1,8)·dн = 1,6 шаг труб при ромбическом расположении на трубной доске (рис. 6, прил. 3) и их развальцовке «под колокольчик» (рис. 2, прил. 2); = 1 - число ходов нагреваемой воды;= (0,8-0,7) = 0,7- коэффициент заполнения трубной доски. При этом меньшим значениям соответствуют большие значения . |
||||||
|
В отечественных утилизационных опреснителях типа «Д» продувка рассола осуществляется по трубе, размещенной в кожухе, установленной по центру нагревательной батареи. При этом верхний срез трубы для слива рассола находится на уровне ? 1/2 высоты трубок нагревательной батареи (прил. 2, рис. 1). |
||||||
|
20. |
Внутренний диаметр сливной трубы, м |
dсл |
0,083991=0,085 |
|||
|
?плотность продуваемого рассола, кг/м3 (прил. 1, табл. 3) (0,15-0,25)=0,2- скорость рассола в сливной трубе, м/с. |
||||||
|
Если значение по расчету меньше 25 мм, то конструктивно принимают значение = 25 мм. Этот вариант возможен при малой производительности и небольших значениях коэффициента продувания испарителя. |
||||||
|
21 |
Внутренний диаметр кожуха для размещения сливной трубы, м |
Дкож |
(2-2,5)·dсл |
2,20,083991 |
0,1847=0,185 |
|
|
Полученные значения и Дкож уточняются по сортаменту труб, выпускаемых промышленностью по ГОСТ 17217-79 (прил. 2, табл. 4) |
||||||
|
22. |
Внутренний диаметр корпуса греющей батареи, м |
Дэ |
0,626896+0,185 |
0,8 |
||
|
Внутренний диаметр корпуса греющей батареи Дэ уточняется по рекомендуемым нормализованным диаметрам (прил. 2, табл. 6) |
||||||
|
23. |
Отношение |
0,8-1,2 |
1,125 |
|||
|
В случае несовпадения делают перерасчет с п.18, приняв другое значение. |
||||||
|
(1,4-2,5)= 2,5 м3/(с·м2) - напряжение зеркала испарения, характеризующее скорость подъема вторичного пара в камере испарения. |
||||||
|
24. |
Внутренний диаметр камеры испарения, м |
Д |
1,5 |
Таблица 4. Тепловой расчет и компоновка конденсатора
|
№ |
Наименование величины |
Обозначение |
Способ определения |
Числовые значения |
Окончательный результат |
|
|
1. |
Давление вторичного пара с учетом парового сопротивления конденсатора, кПа |
10,5488-0,1 |
10,4488 |
|||
|
Паровое сопротивление конденсатора. Вторичный пар, подаваемый в конденсатор сверху, движется вниз, что позволяет улучшить процесс теплообмена за счет срыва пленки конденсата с охлаждающих трубок. За счет парового сопротивления конденсатора давление вторичного пара уменьшается, что обусловливает снижение температуры конденсации по ходу движения пара. |
||||||
|
В итоге температура и энтальпия дистиллята ибудут соответствовать давлению насыщения равному Величина парового сопротивления (0,1?0,2)= 0,1 кПа зависит от размеров поперечного сечения конденсатора и от производительности. Величина парового сопротивления возрастают с увеличением |
||||||
|
энтальпия дистиллята на выходе конденсатора, (прил. 1, табл. 1); энтальпия вторичного пара,(см. п.12 расчетной табл. 2) |
||||||
|
2. |
Тепловая мощность отводимая от конденсатора вторичного пара, кВт |
Qп |
0,32(2586,2841-195,4155) |
765,077952 |
||
|
=3,9242 ,?теплоемкость забортной воды, (прил.1, табл. 3) |
||||||
|
3. |
Кратность охлаждения |
m |
76,1578 |
|||
|
, кг/м3 ?плотность забортной воды (прил.1, табл. 3) |
||||||
|
4. |
Расход охлаждающей воды: массовый, кг/с; объёмный,м3/с |
76,15780,32 24,371/1019,2 |
24,371 0,002391 |
|||
|
температура дистиллята, определяемая по значению Р'2 (прил.1, табл. 1) |
||||||
|
5. |
Средне-логарифмич. разность температур в конденсаторе, ° С |
tк |
19,57 |
|||
|
Полученное значение tк не должно отличаться от ранее принятого значения tк (см. п. 9 табл. 2 расчета) более чем на 5%.(получил 3%) В случае превышения этой величины необходимо провести перерасчет с п. 9 табл. 2, задавшись новым значением . |
||||||
|
6. |
Диаметр трубок конденсатора |
dн dв |
задано выбрано |
0,019 0,016 |
||
|
= (1,2-2,0) = 2,1, м/сскорость охлаждающей воды в трубках конденсатора; , м2/с ?коэффициент кинематической вязкости для охлаждающей воды (прил. 1, табл. 3) |
||||||
|
7. |
Критерий Рейнольдcа для потока охлаждающей воды |
39024,39 |
||||
|
соответственно коэффициент кинематической вязкости, коэффициент теплопроводности, теплоемкость, критерий Прандтля для дистиллята при(прил. 1, табл. 2) |
||||||
|
8. |
Критерий Галилея для дистиллята |
204937090,5 |
||||
|
9. |
Критерий Кутателадзе для дистиллята |
6197,92 |
||||
|
10. |
Критерий Нуссельта при конденсации пара (формула С.С Кутателадзе [3]) |
1290,378 |
||||
|
11. |
Коэффициент теплоотдачи от пара к трубкам конденсатора (Вт/м2K) 3 |
43411,045 |
||||
|
Критерий Прандтля для потока охлаждающей воды при (прил. 1, табл.3) |
||||||
|
12. |
Критерий Нуссельта для потока охлаждающей воды, формула М.А. Михеева |
0,023263740,86,3680,4 |
224,1 |
|||
|
коэффициент теплопроводности для потока охлаждающей воды (прил. 1, табл.3), Вт/(м·К) |
||||||
|
12. |
Коэффициент теплоотдачи от стенок трубок к охлаждающей воде, отнесенный к наружному диаметру, Вт/(м2·К) |
6770,02 |
||||
|
Коэффициент теплопроводности мельхиорам = 30,0 Вт/(м·К). |
||||||
|
толщина стенки трубы |
||||||
|
13. |
Коэффициент теплопередачи в конденсаторе, Вт/м2·К |
4530,09 |
||||
|
Отношение расчетных значенийдолжно отличаться от ранее принятого значения (см. п. 9 расчетной табл. 2) не более 5%. (Получил 5%). При превышении допустимых различий следует провести перерасчет и/или , приняв соответственно новые значения скоростей охлаждающей забортной водыи/или греющей воды. |
||||||
|
14. |
Поверхность охлаждения конденсатора, м2 |
8,6297 |
||||
|
zк- число ходов охлаждающей воды. Для опреснителей типа «Д»; dв= 0,016 м ? внутренний диаметр трубок конденсатора.. |
||||||
|
15. |
Число трубок в конденсаторе, шт. |
115 |
||||
|
В любом случае количество трубок должно быть четным |
||||||
|
dн = 0,019 м-наружный диаметр труб конденсатора; (1,5?1,8)dн = 1,6?шаг установки трубок при ромбическом расположении на трубной доске (рис. 6, прил. 3) при их развальцовке «под колокольчик»(рис. 2 прил. 2), м; = (0,7?0,6) = 0,7?коэффициент заполнения трубной доски для двухходового конденсатора. При этом меньшим значениям соответствуют большие значения . |
||||||
|
16. |
Эквивалентный диаметр трубного пучка конденсатора, м |
1,050,0304 |
0,442 |
|||
|
Внутренний диаметр корпуса конденсатора Дк уточняется по рекомендуемым нормализованным диаметрам (прил. 2, табл. 6) |
||||||
|
17. |
Расчетная длина трубки конденсатора между трубными досками, м |
1,257 |
||||
|
Оптимальная длина трубки конденсатора между трубными доскамиопределяется условиями присоединения трубной доски к корпусу конденсатора (см. рис.3, прил. 2), т.е ? Дн+ (2·0,05 или 2·0,075)=1.1 - соответственно для соединения трубной доски с помощью шпилек или болтов, м. Здесь-наружный диаметр камеры испарения, м; =(5?12)·10-3- толщина стенки камеры испарения(прил. 2, табл. 6),м. Поэтому подлежит уточнению диаметр камеры испарения Д (п.24, табл. 3 расчета) за счет изменения Rf. |
||||||
|
= (1,5?3,2) = 2?напряжение парового объема, м3/(м3·с) [1] |
||||||
|
18. |
Высота парового пространства камеры испарения, м |
Н |
1,775 |
|||
|
Значения Д и берутся из теплового расчета нагревательной батареи. |
||||||
|
Примечание. Высота парового пространства камеры испарения Н характеризует высоту камеры от начала зоны испарения до входа пара в верхнюю часть приемной камеры конденсатора, т.е. до верхней образующей корпуса конденсатора. |
Варьируя значениями иполучают приемлемые конструктивные размеры камеры испарения.
3. Гидравлический расчет утилизационной опреснительной установки типа «Д»
гидравлический утилизационный опреснитель насос
Основной целью гидравлического расчета опреснительной установки является определение потерь давления забортной воды в трубках конденсатора и воды в межтрубном пространстве греющей батареи.
Величина гидравлического сопротивления определяет мощность насосов для перемещения охлаждающей забортной воды и греющей воды в батарее.
Гидравлическое сопротивление складывается из двух составляющих - потери напора на преодоление трения и потери напора на преодоление местных сопротивлений:
.
Потери давления на трение в прямом канале Па, определяют по формуле
,
где- коэффициент сопротивления трения; l- длина канала, м; dэ-эквивалентный диаметр канала, м; w-скорость движения рабочей среды в канале, м/с;- плотность рабочей среды, кг/м3.
Потери давления на преодоление местных сопротивлений, Па, рассчитываются по формуле
,
где- коэффициент местного сопротивления,- количество участков сопротивления.
Коэффициент сопротивления трения зависит от режима движения жидкости и от степени шероховатости стенок трубок[2]. При ламинарном режиме течения (Rе<2300) шероховатость практически не влияет на коэффициент сопротивления трения, который подсчитывается по формуле
.
При турбулентном движении и невысоких значениях критерия Рейнольдса Re= ·103-105) шероховатость трубок также не имеет большого значения и коэффициент сопротивления трения может быть определен по формуле Блазиуса
При числах Re = (105-3·106)следует пользоваться формулой Никурадзе
.
Методика расчета гидравлического сопротивления опреснителя при движении забортной воды в трубках конденсатора и греющей воды в межтрубном пространстве представлена в табл. 5 и 6.
Таблица 5. Определение гидравлического сопротивления полости охлаждающей воды конденсатора
|
№ |
Наименование величины |
Обозначение |
Способ определения |
Способ вычисления |
Значение величины |
|
|
1. |
Толщина трубной доски, м |
Принимается |
0,03 |
|||
|
2. |
Оптимальная длина трубки конденсатора между трубными досками, м |
Из расчета конденсатора |
См комментарии к п. 17 табл. 4 расчета |
1,624 |
||
|
3. |
Конструктивная длина трубки конденсатора, м |
1,624+20,03 |
1,684 |
|||
|
4. |
Критерий Рейнольдcа для потока охлаждающей воды |
Из расчета конденсатора |
39024,39 |
|||
|
5. |
Коэффициент сопротивления трения |
0,0225 |
||||
|
6. |
Число ходов охлаждающей воды в конденсаторе |
Из расчета конденсатора |
2 |
|||
|
7. |
Скорость охлаждающей воды в трубках конденсатора, м/с |
Из расчета конденсатора |
2,1 |
|||
|
8. |
Плотность забортной воды, кг/м3 |
Из расчета конденсатора |
1019,2 |
|||
|
9. |
Потери напора при движении воды по трубкам, кПа |
10,649 |
||||
|
10. |
Коэффициент, учитывающий потери напора: при входе воды в трубки при выходе воды из них |
Принимается |
0,5 1,0 |
|||
|
11. |
Потери напора при входе в трубки и выходе из них, кПа |
P1м |
+)· |
(0,5+1)· |
6,742 |
|
|
12. |
Коэффициент, учитывающий потери напора при повороте воды в задней крышке конденсатора |
Принимается |
1,5 |
|||
|
13. |
Потери напора при повороте воды в задней крышке, кПа |
P2м |
3,371 |
|||
|
14. |
Коэффициент местного сопротивления входного и выходного патрубков |
Принимается |
1,0 1,0 |
|||
|
15. |
Скорость охлаждающей воды в подводящих и отводящих патрубках, м/с |
1,5-2,5 |
Принимается |
2,5 |
||
|
16. |
Потери напора в патрубках, кПа |
P3м |
6,37 |
|||
|
17. |
Коэффициент загрязнения |
Принимается |
1,25 |
|||
|
18. |
Общее гидравлическое сопротивление конденсатора, кПа |
Pк |
+P2м+P3м) |
1,25(10,649+6,742+3,37+6,37) |
0,027 |
|
|
19. |
Расход охлаждающей воды, кг/с |
Из расчета конденсатора |
24,37 |
|||
|
20. |
Внутренний диаметр подводящих и отводящих патрубков забортной воды, м |
0,1104 |
Таблица 6. Определение гидравлического сопротивления греющей воды в межтрубном пространстве нагревательной батареи
|
№ |
Наименование величины |
Обозначение |
Способ определения |
Способ вычисления |
Значение величины |
|
|
1. |
Объёмный расход греющей воды, м3/с |
Wгр |
Из расчета греющей батареи, п. 5 |
0,024111 |
||
|
2. |
Скорость греющей воды в подводящих и отводящих патрубках, м/с |
1,5-2,5 |
Принимается |
2 |
||
|
3. |
Внутренний диаметр подводящих и отводящих патрубков греющей воды, м |
0,123925 |
||||
|
4. |
Коэффициент местного сопротивления входного и выходного патрубков |
Принимается |
1,0 1,0 |
|||
|
5. |
Плотность греющей воды, кг/м3 |
Из расчета греющей батареи, п.5 |
974,65 |
|||
|
6. |
Потери напора в патрубках греющей воды, кПа |
P1м |
3,8986 |
|||
|
7. |
Скорость греющей воды в межтрубном пространстве, м/с |
Из расчета греющей батареи, п. 7 |
0,7 |
|||
|
8. |
Число ходов греющей воды |
Z |
Назначается конструктивно в зависимости от внутр. Диаметра ДЭ 2, 4, 6, 8 (прил. 2,табл. 5) |
6 |
||
|
9. |
Критерии Рейнольдса для потока пресной греющей воды |
Re1 |
Из расчета греющей батареи, п. 8 |
34137,58 |
||
|
10. |
Число трубок греющей батареи |
nи |
Из расчета греющей батареи, п.18 |
270 |
||
|
11. |
Число рядов труб, омываемых теплоносителем в межтрубном пространстве[8] |
k |
9,5 |
|||
|
12. |
Коэффициент местного сопротивления пучка труб при их поперечно-продольном обтекании |
3,53 |
||||
|
11. |
Потери напора при движении греющей воды вдоль перегородок, кПа |
P2м |
5,055 |
|||
|
12. |
Коэффициент, учитывающий потери напора при повороте греющей воды в окнах перегородки |
Принимается |
1,5 |
|||
|
13. |
Потери напора при поворотах воды в окнах перегородки, кПа |
P3м |
1,791 |
|||
|
14. |
Коэффициент неучтенных потерь |
ш |
Принимается |
1,3 |
||
|
15. |
Общее гидравлическое сопротивление в межтрубном пространстве, кПа |
Pгр |
ш (P1м+P2м+P3м) |
1,3(3,8986+3,53+1,791) |
13,968 |
|
|
16. |
Расход питательной воды, кг/с |
G |
Из расчета греющей батареи, п.1 |
1,44 |
||
|
плотность питательной воды, кг/м3(прил. 1, табл. 3); скорость питательной воды в подводящих патрубках принимается равной (1,0-1,5) м/с. |
1019,6 |
|||||
|
1,25 |
||||||
|
17. |
Внутренний диаметр подводящего патрубка питательной воды, м |
0,0379 |
||||
|
Если значение по расчету меньше 25 мм, то конструктивно принимают значение = 25 мм. Этот вариант возможен при малой производительности и небольших значениях коэффициента продувания испарителя. |
4. Поверочный расчет опреснительной установки
4.1 Исследование влияния температуры забортной воды на производительность спроектированной опреснительной установки
Во время эксплуатации опреснительной установки температура забортной воды, подаваемой на охлаждение конденсатора и питание опреснителя, может колебаться в значительной степени в зависимости от времени года и района плавания.
В этих условиях температура забортной воды изменяется от 2 до 30 о С, вместе с этим изменяется величина вакуума в конденсаторе и температурный напор. По опытным данным производительность опреснителя падает на (1-2)% при увеличении температуры забортной воды на 1 о С.
Влияния колебания температуры забортной воды на производительность опреснительной установки можно определить, выполнив вариантные расчеты эксплуатационных параметров опреснительной установки для различных значениях температуры забортной воды 5; 10; 15; 20; 25; 30С с последующим построением графика (табл.7).
Таблица 7. Влияние температуры забортной воды на производительность Спроектированной опреснительной установки
|
Наименование величины |
Обозначение |
Способ определения |
Значение величины tзв ,o C |
||||||
|
Задаваемые температуры забортной воды |
5 |
10 |
15 |
20 |
25 |
23 |
|||
|
Нагрев охлаждающей воды в конденсаторе |
Из расчета греющей батареи (табл.2, п. 7) |
8 |
|||||||
|
постоянная |
|||||||||
|
Температура питательной воды, о С |
13 |
18 |
23 |
28 |
33 |
31 |
|||
|
Средняя температура Охлаждающей забортной воды, о С |
9 |
14 |
19 |
24 |
29 |
27 |
|||
|
Средняя температура греющей воды, оС |
Из расчета греющей батареи (табл.2, п. 6) |
75 |
|||||||
|
постоянная |
|||||||||
|
Температурный напор конденсатора, °С |
27 |
25 |
23 |
21 |
19 |
19,9 |
|||
|
Температура вторичного пара, °С |
36 |
39 |
42 |
45 |
48 |
46,9 |
|||
|
Давление вторичного пара, кПа |
P2=f(t2) |
Прил. 1, табл. 1 |
6,053 |
7,0944 |
8,2864 |
9,6446 |
11,162 |
10,5488 |
|
|
Коэффициент теплоотдачи от греющей воды к трубкам греющей батареи, Вт/(м2·К) |
Из расчета греющей батареи (табл.3, п. 10) |
5280,624 |
|||||||
|
постоянная |
|||||||||
|
Средняя температура стенки труб греющей батареи, °С |
49 |
51 |
53 |
55 |
57 |
56,5 |
|||
|
Средняя разность Температур стенки трубок И испаряемой воды, оС |
t |
24 |
22 |
20 |
18 |
16 |
17,5 |
||
|
Коэффициент теплоотдачи от стенки трубок к испаряемой воде |
8911,78 |
8038,54 |
7108,3 |
6139,7 |
5148,5 |
5549,96 |
|||
|
Коэффициент теплопередачи в греющей батарее для чистой стенки трубок, Вт/( м2·К) |
Ки |
2844,28 |
2748,97 |
2631,2 |
2486 |
2306,3 |
2383,49 |
||
|
Средне-логарифмич. разность температур в греющей батарее, °С |
tи |
50,035 |
46,1374 |
42,235 |
38,327 |
34,411 |
35,9788 |
||
|
Теплоемкость питательной воды, кДж/(кг·К) |
= |
Прил. 1, табл. 3 |
3,9364 |
3,9298 |
3,9258 |
3,9238 |
3,9218 |
3,91842 |
|
|
Удельная теплота парообразования, кДж/кг |
= |
Прил. 1,табл. 1 |
2415,29 |
2408,25 |
2401,3 |
2394,2 |
2387,3 |
2390,09 |
|
|
Тепловая мощность для подогрева и испарения воды, кВт |
Q |
1390,11 |
1238,87 |
1085,5 |
930,72 |
775,19 |
837,65 |
||
|
Производительность опреснительной установки, кг/с |
G2 |
0,49143 |
0,44494 |
0,3961 |
0,3451 |
0,2922 |
0,32 |
Построил графическую зависимость G2=f(). Рис.1
4.2 Исследование влияния накипи в греющей батарее на производительность спроектированной опреснительной установки
В эксплуатации номинальная производительность опреснительной установки должна сохраняться длительное время. Однако за счет образования накипи производительность установки падает. Анализ накипи показывает, что в общем случае она образована тремя основными компонентами:
- карбонатом кальция СаСО3;
- гидроокисью магния Мg (ОН)2;
- 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 коэффициент теплопроводности накипи меняется в широких пределах от 0,11 до 5,8 Вт/(м К), что существенно меняет теплопередачу. Для расчетов и исследования коэффициент теплопроводности накипи принимается равным= 1,08 Вт/(м К), что рекомендовано технической литературой.
Цель данного расчета - определить изменение производительности опреснительной установки в зависимости от толщины накипи. Методика расчета приведена в табл. 8 и 9.
Таблица 8. Расчёт влияния накипи в греющей батарее на производительность опреснительной установки
|
№ |
Наименование величины |
Обозначение |
Способ определения |
Значение величины |
|
|
1. |
Коэффициент теплопроводности накипи, Вт/(м К) |
Принимается |
1,08 |
||
|
2. |
Коэффициент теплопередачи для чистой стенки, Вт/(м2·К) |
Kи |
Из расчета греющей батареи(табл.3, п. 15) |
2383,49 |
|
|
3. |
Поверхность нагрева греющей батареи (для чистой стенки), м2 |
Fи |
Из расчета греющей батареи (табл. 3, п. 16) |
9,76795 |
|
|
4. |
Средне логарифмическая разность температур, °С |
tи |
Из расчета греющей батареи (табл. 3, п. 14) |
35,9788 |
Таблица 9
|
Наименование величины, ее размерность и способ определения |
Толщина накипи , мм |
|||||||
|
0,0 |
0,2 |
0,5 |
1,0 |
1,5 |
2,0 |
2,5 |
||
|
, ,где, м |
0 |
0,00019 |
0,0005 |
0,0009 |
0,0014 |
0,0019 |
0,00231 |
|
|
, |
0,00042 |
0,0006 |
0,0009 |
0,0013 |
0,0018 |
0,0023 |
0,00273 |
|
|
Коэффициент теплопередачи в функции от толщины накипи, КЗ=1/(1/Ки+/), Вт/(м2 К) |
2383,49 |
1653,61 |
1133,1 |
743,23 |
552,96 |
440,26 |
365,715 |
|
|
Тепловая мощность греющей батареи , кВт |
837,652 |
581,143 |
398,22 |
261,2 |
194,33 |
154,72 |
128,527 |
|
|
Изменение производительности установки кг/с: |
0,31653 |
0,2196 |
0,1505 |
0,0987 |
0,0734 |
0,0585 |
0,04857 |
|
|
= tпв = 29,оС - температура питательной воды из расчета (табл.2, п. 7); t2 = 46,9,оС- температура вторичного пара из расчета (табл. 2, п. 10); . - теплоемкость питательной воды (табл.3, п.3); r2 =2390,09 кДж/кг - теплота парообразования, (табл.2, п. 13); коэффициент продувания (задан). |
Построил графическую зависимость=f().Рис.2
Заключение
1. Произведен расчет вакуумной опреснительной установки:
Производительностью 27,5 т/сутки; при температуре греющей пресной воды 80 °С; температуре забортной воды 23 °С и коэффициенте продувания 3,5.
В результате расчета получены следующие данные:
- поверхность греющей батареи 9,767946 м2 (чистая стенка);
- поверхность конденсатора 8,6297 м2.
Выполнена графическая часть проекта.
Произведен расчет гидравлических потерь в охлаждающей полости конденсатора.
Произведен расчет гидравлических потерь в межтрубном пространстве греющей батареи.
Произведен расчет производительности установки при изменении температуры забортной воды от 5 °С до 30 °С. Построена графическая зависимость G2 = f(tзв), которая показывает, что с увеличением температуры забортной воды производительность установки снижается.
Произведен расчет производительности установки в зависимости от толщины накипи на трубках греющей батареи и построена графическая зависимость ), которая показывает, что с увеличением толщины накипи на трубках греющей батареи производительность установки снижается.
Список литературы
1. Э. В. Корнилов, П. В. Бойко, Э. И. Голофастов Вспомогательные механизмы и судовые системы: справочник; Ассоц. морских инж.-мех. - Одесса: Експресс-Реклама, 2009. - 272 с. (10 экз. в библиотеке АГТУ)
2. Ю. Г. Дейнего Эксплуатация судовых энергетических установок, механизмов и систем. Практические советы и рекомендации. - М: Моркнига. Серия: Библиотека судового механика, 2011. - 344 с. (15 экз. в библиотеке АГТУ)
3. Косыгин, И.А. Судовые вспомогательные системы и механизмы: курс лекций / И.А. Косыгин, О.А. Тюрина; Федеральное агентство морского и речного флота, Министерство транспорта Российской Федерации, Московская государственная академия водного транспорта. - М.: Альтаир-МГАВТ, 2014. - 78 с.: ил., табл., схем. - Библиогр. в кн.; То же [Электронный ресурс]. - URL: //biblioclub.ru/index.php?page=book&id=429995 (25.11.2016).
4. Харин В.М., Декин Б.Г., Занько О.Н., Писклов В.Т. Судовые вспомогательные механизмы и системы, - М., Транспорт, 1992 - 318с. (9 экз. в библиотеке АГТУ)
5. Шмаков М.Г. Судовые устройства. - М.: Транспорт, 1979. -- 168с. (9 экз. в библиотеке АГТУ)
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Тепловой и гидравлический расчет утилизационной вакуумной опреснительной установки с обогревом греющей водой. Исследование и расчет влияния температуры забортной воды и накипи на производительность спроектированной вакуумной опреснительной установки.
курсовая работа [226,7 K], добавлен 04.12.2013Общая характеристика проблемы очистки воздуха от аммиака. Использование воды в качестве поглотителя. Описание схемы абсорбционной установки. Рассмотрение основных типов насосов для перемещения капельных жидкостей. Расчет теплообменного аппарата.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 27.12.2015Исследование проблемы снабжения судов пресной водой. Описание тепловой схемы опреснительной установки. Ознакомление с результатами теплового расчёта греющей батареи. Рассмотрение схемы жалюзийного сепаратора. Изучение особенностей выбора насосов.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 19.03.2019Пересчет массовых концентраций компонентов в мольные. Выбор ориентировочной поверхности аппарата и конструкции. Определение тепловой нагрузки и расхода горячей воды. Расчет коэффициента теплопередачи, гидравлического сопротивления для выбранного аппарата.
курсовая работа [581,9 K], добавлен 28.04.2014Определение теплофизических характеристик уходящих газов. Расчет оптимального значения степени повышения давления в компрессоре газотурбинной установки. Расчет котла-утилизатора, построение тепловых диаграмм котла. Процесс расширения пара в турбине.
курсовая работа [792,5 K], добавлен 08.06.2014Технологический расчет кожухотрубчатого теплообменного аппарата для установки АВТ. Определение начальной температуры нефти и выбор теплообменника. Расчет гидравлического сопротивления. Описание схемы работы аппарата. Схема контроля и регулирования.
курсовая работа [624,1 K], добавлен 11.03.2011Схема насосной установки. Выполнение гидравлического расчета трубопровода. Подбор насоса и нанесение характеристики насоса на график с изображением характеристики сети. Расчет мощности на валу и номинальной мощности электродвигателя выбранной установки.
контрольная работа [53,6 K], добавлен 22.03.2011Определение количества выпарной воды в двухкорпусной выпарной установке. Расчет расхода греющего пара, поверхности теплообмена одного корпуса. Расход охлаждающей воды на барометрический конденсатор смешения. Производительность вакуумного насоса.
контрольная работа [872,4 K], добавлен 07.04.2014Применение насосных установок на электромашиностроительных предприятиях для перекачивания жидких сред, технологической и охлаждающей воды. Выбор типа электропривода и величины питающих напряжений насоса. Описание принципиальной электрической схемы.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 03.06.2017Методика определения производительности сушильной установки, расход влажного материала и количество испаряемой влаги. Состав и теплота сгорания топлива. Вычисление и проведение анализа гидравлического сопротивления пневматической сушильной установки.
контрольная работа [792,1 K], добавлен 05.06.2014
