Модернизация паровой котельной

3.3  Гідравлічний  розрахунок охолодника

 

Коефіцієнт  тертя при  Re_в = 12562< 10⁵ 

 

ξ=0,3164/Re_в^0,25 ,                                             (3.22)

ξ=0,3164/12563^0,25=0,03.

 

Втрати тиску  на тертя 

 

∆Р_тр=ξ∙Н/d_в∙ρ_в∙w_в²/2 [Па],                                            (3.23)

∆Р_тр=0,03∙1,2/0,014∙993,6∙0,65²/2=540 (Па).

 

Сума коефіцієнтів місцевих опорів в теплообміннику

 

                                  (3.24)

де x_пов = 2,5 – коефіцієнт місцевого опору при повороті на 180° між секціями;

x_вх.кам = x_{вих.кам} = 1,5 – коефіцієнти місцевих опорів при вході в камеру і виході з камери;

x_вх.тр = x_вих.тр= 1,0 – коефіцієнти місцевих опорів при вході в трубний простір і виході з нього.  [13]

.

 

Втрати тиску  в місцевих опорах

 

∆Р_м=∑ξ∙ρ_в∙w_в²/2 [Па],                                           (3.25)

∆Р_м=7,5∙993,6∙0,65²/2=1574 (Па).

 

Втрати тиску  на прискорення потоку

 

 [Па],                                           (3.26)

де r¢_в = 999,8 – густина води при t_в'= 16 °С, кг/м³;

r¢¢_в = 985,2 – густина води при t_в''= 56 °С, кг/м³.

 

Втрати тиску  самотяги

 

 [Па],                                        (3.27)

 

Загальні втрати тиску в теплообмінному апараті

 

 [Па],                                (3.28)

 

3.4 Конструктивний розрахунок теплообмінного апарату

 

Крок між  трубами в теплообміннику

 

[м],                                                   (3.29)

 

Внутрішній  діаметр корпуса теплообмінника

 

D_вн=1,13∙S∙√(n∙z/φ) [м],                                          (3.30)

де φ –  коефіцієнт заповнення трубної решітки. Для двоходових теплообмінних апаратів приймаємо φ=0,8.

D_вн=1,13∙0.024∙√(8∙2/0,8)=0,12 (м).

 

Для того, щоб  уся кількість труб була правильно  розташована приймаємо за ГОСТ 3272-65 D_вн=150 мм [13].

 

Товщина циліндричної частини корпуса

 

S_об=р∙ D_вн /(2∙φ∙[σ]-p)+C [мм],                                    (3.31)

де φ – коефіцієнт міцності зварювальних повздовжніх односторонніх швів. Підбираємо стиковий односторонній шов при автоматичному зварюванні, для якого φ=0,95;

[s] – нормальне допустиме напруження для матеріалу аппарату при температурі стінки. Для матеріалу Сталь 20 [s]=142 Н/мм²;

C – прибавка для компенсації корозії. При умові, що в апараті зберігається неагресивна речовина, приймаємо С=3 мм [13].

S_об=0,1∙ 150 /(2∙0,95∙142-0,1)+3=3,06 (мм).

 

Приймаємо S_об=6 мм, щоб забезпечити міцність теплообмінного апарату та міцність зварювального шва.

 

Товщина еліптичної кришки

 

S_кр=р∙ D_вн /(2∙φ∙[σ]-p)+C [мм],                               (3.32)

S_кр=0,1∙ 150 /(2∙0,95∙142-0,1)+3=3,06 (мм).

 

Приймаємо S_кр=S_дн=6 мм, тому що товщини стінок теплообмінного апарату мають бути однаковими для міцності апарату та зварювального шва.

 

Загальна висота сферичної кришки

 

Н_кр=D_вн/2+S_об+b [мм],                                          (3.33)

де b – товщина фланця. Приймаємо b=16 мм.

Н_кр=150/2+6+16=97 (мм).

 

Загальна довжина  апарату 

 

 [м],                                    (3.34)

де Н₁ – висота колектора. Приймаємо Н₁=0,2 м;

Н₂ – висота прокладки і трубної дошки, м.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 РОЗРОБКА СИСТЕМИ ВИКОРИСТАННЯ ВЕР

 

4.1 Опис об’єкту  проектування 

 

З метою енергозбереження проводиться вдосконалення теплової схеми парової котельні шляхом встановленням системи використання теплоти вторинних енергоресурсів. В якості ВЕР використовуємо конденсат, що повертається від технологічного споживача, для отримання пари вторинного скипання в конденсатному баці. Спроектовано теплообмінний апарат для підігріву води на технологічні потреби пралень лікарняного комплексу. Нагрів води в підігрівнику проводиться парою вторинного скипання з атмосферним тиском, яка відбирається з конденсатного бака [14].

Прийнята в  тепловій схемі система використання вторинних енергоресурсів зображена на рисунку 4.1. Модернізована теплова схема наведена на рисунку 4.2.

 

 

Рисунок 4.1 – Принципова схема використання ВЕР

 

Холодна вода з  температурою 15 °С надходить теплообмінний  апарат з міського трубопроводу в  кількості 1,118 т/год, де підігрівається парою вторинного скипання конденсату до температури 55 °С та подається на технологічні потреби пралень.

 

Рисунок 4.2 – Принципова модернізована теплова схема

 

4.2 Визначення кількості пари вторинного скипання

 

З таблиці теплофізичних  властивостей при значеннях тисків в конденсатопроводі та конденсатному  баці визначимо параметри конденсату:

• ентальпія конденсату в конденсатопроводі (Р_к = 4 бар) h_кпс  = 584,5 кДж/кг;
• ентальпія конденсату в конденсатному баці (Р = 0,1 МПа) h_ккб = 417,4 кДж/кг;
• теплота пароутворення в конденсатному баці (Р = 0,1 МПа) r = 2258 кДж/кг.

 

Коефіцієнт  самовипаровування

 

х=(h_кпс-h_ккб)/r∙100 % ,                                          (4.1)

х=(584,5-417,4)/2258∙100=7,4 %.

 

Кількість утвореної  пари вторинного скипання

 

[кг/с],                                               (4.2)

де G_кпс – кількість конденсату, що повертається від споживача, кг/с.

 (кг/с).

 

Теплова потужність пари вторинного скипання

 

[кВт],                                                 (4.3)

 

4.3 Розрахунок утилізатора пари вторинного скипання

 

4.3.1 Тепловий розрахунок теплообмінного апарату

 

Вихідні дані для  розрахунку горизонтального кожухотрубного теплообмінника:

– грійне середовище – пара;

– нагріване  середовище – вода;

• тиск пари Р_п=0,1 МПа;

– температура  води, що нагрівається:

   на вході t_в'=15 °С;

   на виході t_в"=55 °С;

– теплова потужність Q_то=55,14 кВт;

– діаметр труб теплообмінника d=14х16 мм.

 

Тепловий розрахунок теплообмінного апарату проводиться  за формулами (3.1…3.21) аналогічно до розрахунку охолодника випару з деаератора за виключенням формул (3.8…3.10), на які впливає розташування апарату.

 

Проведено багатоваріантний аналіз теплового розрахунку теплообмінного апарату, результати якого наведені в таблиці 4.1. Проаналізувавши дані, можна зробити висновок, що третій варіант є більш ефективний, тому що в ньому розрахункова похибка має найменше значення.

 

Таблиця 4.1−  Варіанти  розрахунку утилізатора  пари вторинного скипання

Фізична величина	Розмірність	Варіант теплового розрахунку
		1	2	3	4	5
1	2	3	4	5	6	7
Внутрішній  діаметр труб, dвн	м	0,014	0,014	0,014	0,014	0,014
Зовнішній діаметр  труб, dз	м	0,016	0,016	0,016	0,016	0,016
Товщина стінки, δ	м	0,001	0,001	0,001	0,001	0,001
Коефіцієнт  теплопровідності сталі, λст	Вт/(м×К)	18	18	18	18	18
Потужність  теплообмінника, Qто	кВт	55,14	55,14	55,14	55,14	55,14
Т-ра води на вході, t'в	°С	15	15	15	15	15
Т-ра води на виході, t''в	°С	55	55	55	55	55
Середня т-ра води, tв	°С	35	35	35	35	35
Густина води, ρв	кг/м3	993,6	993,6	993,6	993,6	993,6
Теплоємність  води, Срв	кДж/(кг×К)	4,174	4,174	4,174	4,174	4,174
Теплопровідність  води, λв	Вт/(м×К)	0,625	0,625	0,625	0,625	0,625
В’язкість води, vв∙10-6	м2/с	0,737	0,737	0,737	0,737	0,737
Критерій Прандтля для води, Prв	-	4,8	4,8	4,8	4,8	4,8
Тиск пари, Рп	МПа	0,1	0,1	0,1	0,1	0,1
Температура пари, tп	°С	99,4	99,4	99,4	99,4	99,4
Ентальпія пари, h''	кДж/кг	2675	2675	2675	2675	2675
Ентальпія конденсату пари, h'	кДж/кг	417,7	417,7	417,7	417,7	417,7
Густина пари, ρ''	кг/м3	0,59	0,59	0,59	0,59	0,59
Витрата води, Gв	кг/с	0,33	0,33	0,33	0,33	0,33
Більша різниця  температур, ∆tб	°С	84,4	84,4	84,4	84,4	84,4

Продовження таблиці 4.1

1	2	3	4	5	6	7
Менша різниця  температур,∆tм	°С	44,4	44,4	44,4	44,4	44,4
Середній температурний  напір, ∆tсер	°С	62,3	62,3	62,3	62,3	62,3
Різниця температур між парою і зовнішньою стінкою, ∆t1	°С	31	31	31	31	31
Висота труб одного ходу, H	м	1,4	1,4	1,4	1,4	1,4
Приведена довжина  труб, Z	-	7048	7048	7048	7048	7048
Критерій Рейнольдса, Re	-	2500	2500	2500	2500	2500
Коефіцієнт  тепловіддачі до зовнішньої стінки труби, αз	Вт/(м2×К)	2472	2472	2472	2472	2472
Температура внутішньої стінки труби, tвн	°С	67	67	67	67	67
Критерій Прандтля для стінки, Prст	-	2,66	2,66	2,66	2,66	2,66
Швидкість води, wв	м/с	0,4	0,45	0,5	0,55	0,6
Критерій Рейнольдса для води, Reв	-	7602	8552	9502	10452	11402
Критерій Нуссельта  для води, Nuв	-	61	67	73	78	84
Коефіцієнт  тепловіддачі від внутр. стінки труби  до води, αв	Вт/(м2×К)	2715	2983	3245	3503	3755
Коефіцієнт  теплопередачі, K	Вт/(м2×К)	1207	1258	1302	1341	1377
Питомий тепловий потік, q	кВт/м2	60	63	65	67	69
Площа поверхні нагріву, FТА,	м2	0,92	0,88	0,85	0,83	0,8
Площа поперечного  перерізу труби для проходу води, fв×10-3	м	0,154	0,154	0,154	0,154	0,154
Кількість труб, n	шт	6	6	6	4	4
Загальна довжина  труби, Нтр	м	3	2,9	2,8	4,2	4
Кількість ходів, z		2	2	2	3	3
Похибка	%	6,7	3,4	0	2,1	5