Розрахунок установки утилізації теплоти відхідних газів технологічної печі

Державна освітня установа вищої професійної освіти

«Самарський Державний Технічний Університет»

Кафедра «Хімічна технологія та промислова екологія»

Курсова робота

з дисципліни «Технічна термодинаміка і теплотехніка»

Тема: Розрахунок установки утилізації теплоти відхідних газів технологічної печі

Виконав: Студент Рябініна Є.А.

ЗФ курс III група 19

Перевірив: Консультант Чуркіна А.Ю.

Самара 2010

Введення

На більшості хімічних підприємств утворюються високо-і низько-температурні теплові відходи, які можуть бути використані в якості вторинних енергетичних ресурсів (ВЕР). До них відносяться гази, що йдуть різних котлів та технологічних печей, охолоджувані потоки, що охолоджує вода і відпрацьована пара.

Теплові ВЕР в значній мірі покривають потреби в теплі окремих виробництв. Так, в азотній промисловості за рахунок ВЕР задовольняється більш 26% потреби в теплі, в содової промисловості - понад 11%.

Кількість використаних ВЕР залежить від трьох факторів: температури ВЕР, їх теплової потужності і безперервності виходу.

В даний час найбільшого поширення набула утилізація тепла відхідних виробничих газів, які майже для всіх вогнетехнічних процесів мають високий температурний потенціал і в більшості виробництв можуть використовуватися безперервно. Тепло газів, що відходять є основною состовляющей енергетичного балансу. Його використовують переважно для технологічних, а в деяких випадках - і для енергетичних цілей (у котлах-утилізаторах).

Однак широке використання високотемпературних теплових ВЕР пов'язано з розробкою методів утилізації, в тому числі тепла розжарених шлаків, продуктів і т. д., нових способів утилізації тепла відхідних газів, а також з удосконаленням конструкцій існуючого утилізаційного обладнання.

1. Опис технологічної схеми

У трубчастих печах, не мають камери конвекції, або в печах радіантні-конвекційного типу, але мають порівняно високу початкову температуру нагрівається продукту, температура відхідних газів може бути порівняно високою, що призводить до підвищених втрат тепла, зменшення ККД печі і більшого витраті палива. Тому необхідно використовувати тепло відхідних газів. Цього можна досягти або застосуванням повітропідігрівника, нагріваючого повітря, що поступає в піч для горіння палива, або установкою котлів-утилізаторів, що дозволяють отримати водяний пар, необхідний для технологічних потреб.

Однак для здійснення підігріву повітря потрібні додаткові витрати на спорудження повітропідігрівника, повітродувки, а також додаткову витрату електроенергії, споживаний двигуном повітродувки.

Для забезпечення нормальної експлуатації повітропідігрівника важливо запобігти можливості корозії його поверхні з боку потоку димових газів. Таке явище можливе, коли температура поверхні теплообміну нижче температури точки роси; при цьому частину димових газів, безпосередньо стикаючись з поверхнею повітропідігрівника, значно охолоджується, що міститься в них водяна пара частково конденсується і, поглинаючи з газів діоксид сірки, утворює агресивну слабку кислоту.

Точка роси відповідає температурі, при якій тиск насичених парів води виявляється рівним парціальному тиску водяної пари, що містяться в димових газах.

Одним з найбільш надійних способів захисту від корозії є попередній підігрів повітря яким-небудь способом (наприклад, у водяних або парових калориферах) до температури вище точки роси. Така корозія може мати місце і на поверхні конвекційних труб, якщо температура сировини, що надходить у піч, нижче точки роси.

Джерелом теплоти, для підвищення температури насиченої пари, є реакція окислення (горіння) первинного палива. Утворюються при горінні димові гази віддають своє тепло в радіаційній, а потім конвекційної камерах сировинному потоку (водяній парі). Перегрітий водяний пар надходить до споживача, а продукти згоряння залишають піч і надходять у котел-утилізатор. На виході з КУ насичена водяна пара надходить назад на подачу в піч перегріву пари, а димові гази, охолоджуючись живильною водою, надходять в воздухоподогреватель. З воздухопо-догрівачі димові гази надходять в КТАН, де надходить по змійовику вода нагрівається і йде на пряму до споживача, а димові гази - в атмосферу.

2. Розрахунок печі

2.1 Розрахунок процесу горіння

Визначимо нижчу теплоту згоряння палива Q _р ^н. Якщо паливо є індивідуальний вуглеводень, то теплота згоряння його Q _р ^н дорівнює стандартній теплоті згоряння за вирахуванням теплоти випаровування води, що у продуктах згоряння. Також вона може бути розрахована за стандартними тепловим ефектів утворення вихідних і кінцевих продуктів виходячи із закону Гесса.

Для палива, що складається з суміші вуглеводнів, теплота згоряння визначається, але правилом адитивності:

де Q _pi ^н - теплота згоряння i-гo компоненту палива;

y _i - концентрація i-гo компоненту палива в частках від одиниці, тоді:

Q _р ^н _см = 35,84 ∙ 0,987 + 63,80 ∙ 0,0033 + 91,32 ∙ 0,0012 + 118,73 ∙ 0,0004 + 146,10 ∙ 0,0001 = 35,75 МДж / м ³ .

Молярну маса палива:

_{M m} = Σ M _i ∙ y _i,

де M _i - молярна маса i-гo компоненту палива, звідси:

_{M m} = 16,042 ∙ 0,987 + 30,07 ∙ 0,0033 + 44,094 ∙ 0,0012 + 58,120 ∙ 0,0004 + 72,15 ∙ 0,0001 + 44,010 ∙ 0,001 + 28,01 ∙ 0,007 = 16,25 кг / моль.

кг / м ^3,

тоді Q _р ^н _см, виражена в МДж / кг, дорівнює:

МДж / кг.

Результати розрахунку зводимо в табл. 1:

Склад палива Таблиця 1

Визначимо елементарний склад палива,% (мас.):

вміст вуглецю

вміст водню

вміст кисню

вміст азоту

,

де n _i ^C , N _i ^H, n _i ^N, n _i ^O - число атомів вуглецю, водню, азоту і кисню в молекулах окремих компонентів, що входять до складу палива;

- Зміст кожного компонента палива, мас. %;

x _i - Зміст кожного компонента палива, мовляв. %;

M _i - Молярна маса окремих компонентів палива;

М _m - молярна маса палива.

Перевірка складу:

C + H + O + N = 74,0 + 24,6 + 0,2 + 1,2 = 100% (мас.).

Визначимо теоретичне кількість повітря, необхідне для спалювання 1 кг палива, воно визначається з стехіометричного рівняння реакції горіння та вмісту кисню в атмосферному повітрі. Якщо відомий елементарний склад палива, теоретичне кількість повітря L _0, кг / кг, обчислюється за формулою:

кг / кг.

На практиці для забезпечення повноти згоряння палива в топку вводять надмірна кількість повітря, знайдемо дійсний витрата повітря при α = 1,25:

L = αL _0,

де L - дійсний витрата повітря;

α - коефіцієнт надлишку повітря,

L = 1,25 ∙ 17,0 = 21,25 кг / кг.

Питома об'єм повітря (н. у.) Для горіння 1 кг палива:

де ρ _в = 1,293 - щільність повітря при нормальних умовах,

м ³ / кг.

Знайдемо кількість продуктів згоряння, що утворюються при спалюванні 1 кг палива:

якщо відомий елементарний склад палива, то масовий склад димових газів в розрахунку на 1 кг палива при повному його згоранні може бути визначений на підставі наступних рівнянь:

кг / кг;

кг / кг;

кг / кг;

кг / кг,

де m _CO2, m _H2O, m _N2, m _O2 - маса відповідних газів, кг.

Сумарна кількість продуктів горіння:

m _{п. з} = m _CO2 + m _H2O + m _N2 + m _O2,

m _{п. з} = 2,71 + 2,21 + 16,33 + 1,00 = 22,25 кг / кг.

Перевіряємо отриману величину:

де W _ф - питома витрата форсуночного пари при спалюванні рідкого палива, кг / кг (для газового палива W _ф = 0),

кг / кг.

Оскільки паливо - газ, вмістом вологи в повітрі нехтуємо, і кількість водяної пари не враховуємо.

Знайдемо обсяг продуктів згоряння при нормальних умовах, що утворилися при згорянні 1 кг палива:

де m _i - маса відповідного газу, що утворюється при згоранні 1 кг палива;

ρ _i - щільність даного газу при нормальних умовах, кг / м ^3;

М _i - Молярна маса даного газу, кг / кмоль;

22,4 - молярний об'єм, м ³ / кмоль,

м ³ / кг; м ³ / кг;

м ³ / кг; м ³ / кг.

Сумарний обсяг продуктів згоряння (н. у.) При фактичному витраті повітря:

V = V _CO2 + V _H2O + V _N2 + V _O2,

V = 1,38 + 2,75 + 13,06 + 0,70 = 17,89 м ³ / кг.

Щільність продуктів згоряння (н. у.):

кг / м ^3.

Знайдемо теплоємність і ентальпію продуктів згоряння 1 кг палива в інтервалі температур від 100 ° С (373 К) до 1500 ° С (1773 К), використовуючи дані табл. 2.

Середні питомі теплоємності газів з _р, кДж / (кг ∙ К) Таблиця 2

Ентальпія димових газів, що утворюються при згорянні 1 кг палива:

де з _CO2, з _H2O, з _N2, з _О2 - середні питомі теплоємності при постійному тиску відповідних газон при температурі t, кДж / (кг · К);

з _t - Середня теплоємність димових газів, що утворюються при згорянні 1 кг палива при температурі t, кДж / (кг К);

при 100 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг;

при 200 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг;

при 300 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг;

при 400 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг;

при 500 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг;

при 600 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг;

при 700 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг;

при 800 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг;

при 1000 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг;

при 1500 ° С: кДж / (кг ∙ К);

кДж / кг.

Результати розрахунків зводимо в табл. 3.

Ентальпія продуктів згоряння Таблиця 3

За даними табл. 3 будуємо графік залежності H _t = f (t) (рис. 1) см. Додаток.

2.2 Розрахунок теплового балансу печі, ККД печі і витрати палива

Тепловий потік, сприйнятий водяною парою в печі (корисна теплова навантаження):

де G - кількість перегрівається водяної пари в одиницю часу, кг / с;

H _вп1 і Н _вп2 - ентальпії водяної пари на вході і виході з печі відповідно, кДж / кг;

Вт

Приймаються температуру відхідних димових газів рівної 320 ° С (593 К). Втрати тепла випромінюванням у навколишнє середовище складуть 10%, причому 9% з них втрачається в радіантні камері, а 1% - в конвекційної. ККД топки η _т = 0,95.

Втратами тепла від хімічного недопалювання, а також кількістю теплоти надходить палива і повітря нехтуємо.

Визначимо ККД печі:

де Н _ух - ентальпія продуктів згоряння при температурі димових газів, що залишають піч, t _ух; температура відхідних димових газів приймається зазвичай на 100 - 150 ° С вище початкової температури сировини на вході в піч; q _пот - втрати тепла випромінюванням у навколишнє середовище,% або частки від Q _{підлогу;}

Витрата палива, кг / с:

кг / с.

2.3 Розрахунок радіантні камери і камери конвекції

Задаємося температурою димових газів на перевалі: t _п = 750 - 850 ° С, приймаємо

t _п = 800 ° С (1073 К). Ентальпія продуктів згоряння при температурі на перевалі

H _п = 21171,8 кДж / кг.

Тепловий потік, сприйнятий водяною парою в радіантні трубах:

де Н _п - ентальпія продуктів згоряння при температурі димових газів па перевалі, кДж / кг;

η _т - коефіцієнт корисної дії топки; рекомендується приймати його рівним 0,95 - 0,98;

Вт

Тепловий потік, сприйнятий водяною парою в конвекційних трубах:

Вт

Ентальпія водяної пари на вході в радіантні секцію складе:

кДж / кг.

Приймаються величину втрат тиску в конвекційної камері Δ P _к = 0,1 МПа, тоді:

P _к = P - P _к,

P _к = 1,2 - 0,1 = 1,1 МПа.

Температура входу водяної пари в радіантні секцію t _до = 294 ° С, тоді середня температура зовнішньої поверхні радіантні труб складе:

де Δt - різниця між температурою зовнішньої поверхні радіантні труб і температурою водяної пари (сировини), що нагрівається в трубах; Δt = 20 - 60 ° С;

К.

Максимальна розрахункова температура горіння:

де t _o - приведена температура вихідної суміші палива і повітря; приймається рівною температурі повітря, що подається на горіння;

з _п.с. - питома теплоємність продуктів згоряння при температурі t _п;

° С.

При t _max = 1772,8 ° С і t _п = 800 ° С теплонапруженості абсолютно чорної поверхні q _s для різних температур зовнішньої поверхні радіантні труб має наступні значення:

Θ, ° С 200 400 600

q _s, Вт / м ² 1,50 ∙ ¹⁰ Травня 1,30 ∙ ¹⁰ травня 0,70 ∙ ¹⁰ Травень

Будуємо допоміжний графік (рис. 2) см. Додаток, за яким знаходимо теплонапруженості при Θ = 5 27 ° С: q _s = 0,95 ∙ 10 ⁵ Вт / м ^2.

Розраховуємо повний тепловий потік, внесений в топку:

Вт

Попереднє значення площі еквівалентної абсолютно чорної поверхні:

м ^2.

Приймаються ступінь екранування кладки Ψ = 0,45 і для α = 1,25 знаходимо, що

H _s / H _л = 0,73.

Величина еквівалентної плоскої поверхні:

м ^2.

Приймаються однорядне розміщення труб і крок між ними:

S = 2 d _н = 2 ∙ 0,152 = 0,304 м. Для цих значень фактор форми К = 0,87.

Величина заекранірованной поверхні кладки:

м ^2.

Поверхня нагріву радіантні труб:

м ^2.

Вибираємо піч ББ2 , Її параметри:

поверхню камери радіації, м ² 180

поверхню камери конвекції, м ² 180

робоча довжина печі, м 9

ширина камери радіації, м 1,2

виконання б

спосіб спалювання палива безполум'яної

горіння

діаметр труб камери радіації, мм 152 × 6

діаметр труб камери конвекції, мм 114 × 6

Число труб в камері радіації:

де d _н - зовнішній діаметр труб у камері радіації, м;

l _{підлогу} - корисна довжина радіантні труб, що омивається потоком димових газів, м,

l _{підлогу} = 9 - 0,42 = 8,2 м,

.

Теплонапруженості поверхні радіантні труб:

Вт / м ^2.

Визначаємо кількість труб камери конвекції:

Маємо їх в шаховому порядку по 3 в одному горизонтальному ряду. Крок між трубами S = 1,7 d _н = 0,19 м.

Середня різниця температур визначаємо за формулою:

° С.

Коефіцієнт теплопередачі в камері конвекції:

Вт / (м ² ∙ К).

Теплонапруженості поверхні конвекційних труб визначаємо за формулою:

Вт / м ^2.

2.4 Гідравлічний розрахунок змійовика печі

Гідравлічний розрахунок змійовика печі полягає у визначенні втрат тиску водяної пари в радіантні і конвекційних трубах.

Середня швидкість водяної пари:

де G - витрата перегріватися у печі водяної пари, кг / с;

ρ ^до _в.п. - щільність водяної пари при середній температурі і тиску в камері кон тепловою вентиляцією, кг / м ^3;

d _к - внутрішній діаметр конвекційних труб, м;

z _к - число потоків в камері конвекції,

м / с.

Кінематична в'язкість водяної пари при середній температурі і тиску в камері конвекції ν _к = 3,311 ∙ 10 ^-6 м ² / с.

Значення критерію Рейнольдса:

Загальна довжина труб на прямій ділянці:

м.

Коефіцієнт гідравлічного тертя:

Втрати тиску на тертя:

Па = 14,4 кПа.

Втрати тиску на подолання місцевих опорів:

Па = 20,2 кПа.

де Σ ζ _к = 0,35 - коефіцієнт опору при повороті на 180 º С,

- Кількість поворотів.

Загальна втрата тиску:

кПа

2.5 Розрахунок втрати тиску водяної пари в радіаційній камері

Середня швидкість водяної пари:

де G - витрата перегріватися у печі водяної пари, кг / с;

ρ ^р _в.п. - щільність водяної пари при середній температурі і тиску в камері кон тепловою вентиляцією, кг / м ^3;

d _р - внктренній діаметр конвекційних труб, м;

z _р - число потоків в камері клнвекціі,

м / с.

Кінематична в'язкість водяної пари при середній температурі і тиску в камері конвекції ν _р = 8,59 ∙ 10 ^-6 м ² / с.

Значення критерію Рейнольдса:

Загальна довжина труб на прямій ділянці:

м.

Коефіцієнт гідравлічного тертя:

Втрати тиску на тертя:

Па = 15,1 кПа.

Втрати тиску на подолання місцевих опорів:

Па = 11,3 кПа,

де Σ ζ _р = 0,35 - коефіцієнт опору при повороті на 180 º С,

- Кількість поворотів.

Загальна втрата тиску:

кПа.

Проведені розрахунки показали, що обрана піч забезпечить процес перегріву водяної пари в заданому режимі.

3. Розрахунок котла-утилізатора

Знайдемо середню температуру димових газів:

де t ₁ - температура димових газів на вході,

t ₂ - температура димових газів на виході, ° С;

° С (538 К).

Масова витрата димових газів:

де В - витрата палива, кг / с;

кг / с.

Для димових газів питомих ентальпії визначимо виходячи з даних табл. 3 та рис. 1 за формулою:

Ентальпії теплоносіїв Таблиця 4

Тепловий потік, що передається димовими газами:

або

де Н ₁ ​​і H ₂ - ентальпія димових газів при температурі входу і виходу з КУ відповідно, що утворюються при згорянні 1 кг палива, кДж / кг;

В - витрата палива, кг / с;

h ₁ і h ₂ - питомі ентальпії димових газів, кДж / кг,

Вт

Тепловий потік, сприйнятий водою, Вт:

де η _ку - коефіцієнт використання теплоти в КУ; η _ку = 0,97;

G _n - паропродуктивність, кг / с;

h ^до _вп - ентальпія водяної пари при температурі виходу, кДж / кг;

h ^н _в - енталигая живильної води, кДж / кг,

Вт

Кількість водяної пари, одержуваного в КУ, визначимо за формулою:

кг / с.

Тепловий потік, сприйнятий водою в зоні нагрівання:

де h ^до _в - питома ентальпія води при температурі випаровування, кДж / кг;

Вт

Тепловий потік, зраджувати димовими газами воді в зоні нагріву (корисна теплота):

де h _x - питома ентальпія димових газів при температурі t _x, звідси:

кДж / кг.

Значення ентальпії згоряння 1 кг палива:

кДж / кг.

За рис. 1 температура димових, відповідна значенню H _x = 5700,45 кДж / кг:

t _x = 270 ° С.

Середня різниця температур в зоні нагрівання:

° С.

270 димові гази 210 З урахуванням індексу протиточного:

° С.

187 вода 60

Площа поверхні теплообміну в зоні нагрівання:

де К _ф - коефіцієнт теплопередачі;

м ^2.

Середня різниця температур в зоні сублімації:

° С.

320 димові гази 270 З урахуванням індексу протиточного:

° С.

187 водяна пара 187

Площа поверхні теплообміну в зоні нагрівання:

де К _ф - коефіцієнт т6плопередачі;

м ^2.

Сумарна площа поверхні теплообміну:

F = F _н + F _u,

F = 22,6 + 80 = 102,6 м ^2.

Відповідно до ГОСТ 14248-79 вибираємо стандартний випарник з паровим простором з наступними характеристиками:

діаметр кожуха, мм 1600

число трубних пучків 1

кількість труб в одному пучку 362

поверхню теплообміну, м ² 170

площа перерізу одного ходу

по трубах, м ² 0,055

4. Тепловий баланс повітропідігрівника

Атмосферне повітря з температурою t ^° _в-х поступає в апарат, де нагрівається до температури t ^х _у-х за рахунок теплоти димових газів.

Витрата повітря, кг / с визначається виходячи їх необхідної кількості палива:

де В - витрата палива, кг / с;

L - дійсний витрата повітря для спалювання 1 кг палива, кг / кг,

кг / с.

Димові гази, віддаючи свою теплоту, охолоджуються від t _ДГЗ = t _дг2 до t _дг4.

Тепловий потік, відданий димовими газами, Вт:

=

де H ₃ і H ₄ - ентальпії димових газів при температурах t _дг3 і t _дг4 відповідно, кДж / кг,

Вт

Тепловий потік, сприйнятий повітрям, Вт:

де _{з загально-х} - Середня питома теплоємність повітря, кДж / (кг К);

0,97 - ККД повітропідігрівника,

Вт

Кінцева температура повітря (t ^х _у-х) визначається з рівняння теплового балансу:

К.

5. Тепловий баланс КТАНа

Після повітропідігрівника димові гази надходять у контактний апарат з активною насадкою (КТАН), де їх температура знижується від t _дг5 = t _дг4 до температури t _дг6 = 60 ° С.

Знімання теплоти димових газів здійснюється двома окремими потоками води. Один потік вступає в безпосередній контакт з димовими газами, а інший обмени-ється з ними теплотою через стінку змійовика.

Тепловий потік, відданий димовими газами, Вт:

де H ₅ і H ₆ - ентальпії димових газів при температурі t _дг5 і t _дг6 відповідно, кДж / кг,

Вт

Кількість охолоджуючої води (сумарне), кг / с, визначається з рівняння теплового балансу:

де η - ККД КТАНа, η = 0,9,

кг / с.

Тепловий потік, сприйнятий охолоджуючої водою, Вт:

де G _вода - витрата охолоджуючої води, кг / с:

з _вода - питома теплоємність води, 4,19 кДж / (кг К);

t ^н _вода і t ^до _вода - Температура води на вході і виході з КТАНа відповідно,

Вт

6. Розрахунок коефіцієнта корисної дії теплоутилізаційного установки

При визначенні величини ККД синтезованої системи (η _ту) використовується традиційний підхід.

Розрахунок ККД теплоутилізаційного установки здійснюється за формулою:

7. Ексергетичного оцінка системи «піч - котел-утилізатор»

Ексергетичного метод аналізу енерготехнологічних систем дозволяє найбільш об'єктивно і якісно оцінити енергетичні втрати, які ніяк не виявляються при звичайній оцінці за допомогою першого закону термодинаміки. В якості критерію оцінки в даному випадку використовується ексергетичного ККД, який визначається як відношення відведеної ексергія до ексергія підведеної в систему:

де Е _підв - ексергія палива, МДж / кг;

Е _отв - ексергія, сприйнята потоком водяної пари в печі і котлі-утилізаторі.

У разі газоподібного палива підведена ексергія складається з ексергія палива (Е _подв1) і ексергія повітря (Е _подв2):

кДж / кг;

де Н _н і Н _про - Ентальпії повітря при температурі входу в топку печі і температурі навколишнього середовища відповідно, кДж / кг;

Т _о - 298 К (25 ° С);

ΔS - зміна ентропії повітря, кДж / (кг К).

У більшості випадків величиною ексергія повітря можна знехтувати, тобто:

кДж / кг.

Відведена ексергія для даної системи складається з ексергія, сприйнятої водяною парою в печі (Е _отв1), і ексергія, сприйнятої водяною парою в КУ (Е _отв2).

Для потоку водяної пари, що нагрівається в печі:

Дж / кг.

де G - витрата пари в печі, кг / с;

Н _вп1 і Н _вп2 - ентальпії водяної пари на вході і виході з печі відповідно, кДж / кг;

ΔS _вп - зміна ентропії водяної пари, кДж / (кг К).

Для потоку водяної пари, одержуваного в КУ:

Дж / кг,

де G _n - витрата пари в КУ, кг / с;

h ^до _вп - ентальпія насиченої водяної пари на виході з КУ, кДж / кг;

h ^н _в - ентальпія живильної води на вході в КУ, кДж / кг.

Е _отв = Е _отв1 + Е _отв2,

Е _отв = 1965,8 + 296,3 = 2262,1 Дж / ​​кг.

Висновок

Провівши розрахунок за запропонованою установці (утилізації теплоти відхідних газів технологічної печі) можна зробити висновок, що при даному складі палива, продуктивності печі по водяній парі, іншими показниками - величина ККД синтезованої системи високий, таким чином - установка ефективна; це показала також і ексергетичного оцінка системи «піч - котел-утилізатор», однак з енергетичних витрат установка залишає бажати кращого і потребує доопрацювання.

Список використаної літератури

1. Харазі Д. І. Шляхи використання вторинних енергоресурсів в хімічних виробництвах / Д. І. Харазі, Б. І. Псахіс. - М.: Хімія, 1984. - 224 с.

2. Скобла А. І. Процеси та апарати нафтопереробної і нафтохімічної промисловості / А. І. Скобла, І. А. Трегубова, Ю. К., Молоканов. - 2-е вид., Перераб. і доп. - М.: Хімія, 1982. - 584 с.

3. Павлов До. Ф. Приклади і задачі за курсом процесів і апаратів хімічної технології: Учеб. Посібник для вузів / К. Ф. Павлов, П. Г. Романків, А. А. Носков; Під ред. П. Г. Романкове. - 10-е изд., Перераб. і доп. - Л.: Хімія, 1987. - 576 с.

Додаток

Рис. 1

Рис. 2