- •«Технологические энергоносители предприятий»
- •2. Расчетная часть
- •2.1. Составление функциональной схемы системы водоснабжения
- •2.2. Функциональная схема.
- •2.3.Расчет режима работы теплонасосной установки и выбор тепловых насосов.
- •2.4.Выбор схем включения испарителей и конденсаторов тепловых насосов
- •2.8. Расчет диаметров трубопроводов и подбор насосов
- •2.9.Разработка принципиальной схемы системы водоснабжения
- •2.10. Компоновка оборудования теплонасосной установки
- •2.11. Расчет показателей экономичности теплонасосной установки
- •3.Графическая часть
2.4.Выбор схем включения испарителей и конденсаторов тепловых насосов
Наилучшие энергетические показатели теплонасосной установки достигаются при последовательной схеме включения конденсаторов тепловых насосов по нагреваемой воде. В этом случае во всех конденсаторах, кроме последнего, температуры и давления рабочего агрегата ниже расчетных. Для испарителей тепловых насосов в общем случае наиболее предпочтительной является параллельная схема включения по охлаждаемой воде. При этом обеспечиваются максимальные температуры и давления рабочего агрегата во всех испарителях.
Возможность оптимального соединения ограничена необходимостью обеспечения требуемых по техническим характеристикам тепловых насосов номинальных расходов воды через испаритель Vин и конденсатора Vкн. Допустимое снижение расхода составляет 70 % от номинального значения, поскольку при меньших расходах значительно падает коэффициент теплопередачи в испарителе и конденсаторе. Превышение номинального расхода более чем на 5 % недопустимо, так как в этом случае возрастают энергозатраты на прокачку воды. Для оптимального соединения испарителей и конденсаторов тепловых насосов необходимо выполнение условий:
Vнп = (0,7 … 1,05) NVин
Vпк = (0,7 … 1,05) Vкн.
На практике возможно несоответствие значений Vнп и Vин, Vпк и Vкн. Тогда при Vпк< 0,7 Vкн и Vпк > 1,05 Vкн используется байпасная линия. При этом в первом случае разделение потока осуществляется после выхода из конденсатора последнего теплового насоса походу нагреваемой воды, а во втором – перед входом в конденсатор первого теплового насоса.
При 1,05 Vин < Vнп < 0,7 N Vин рекомендуется соединять испарители в S последовательных ступеней по 2 … 3 параллельно включенных испарителя в каждой ступени и тогда
Vнп = (0,7 … 1,05)N(Vин/S)
Если Vнп = (0,7 … 1,05) Vин используется последовательное включение испарителей при противоточной схеме движения охлаждаемой воды через испарители и нагреваемой воды через конденсаторы тепловых насосов. По сравнению с прямоточной схемой в этом случае обеспечиваются несколько лучшие /на 3 … 5%/ энергетические показатели теплонасосной установки, более равномерная нагрузка на отдельные тепловые насосы.
При Vнп < 0,7 Vин предусматривается байпасная линия, и разделение потока воды осуществляется после выхода из испарителя последнего теплового насоса по ходу охлаждаемой воды.
Маслоохладители тепловых насосов соединяются параллельно и включаются в промежуточный контур нагреваемой воды перед конденсаторами с целью обеспечения наилучшего охлаждения масла.
Расчет температуры воды на входе и выходе из испарителей и конденсаторов тепловых насосов ведется следующим образом.
Выбирается нумерация тепловых насосов, например, в направлении движения охлаждаемой воды через испарители.
Температура охлаждаемой воды на входе в испаритель первого теплового насоса после предварительного теплообменника
t= tнп - = 24оС
Температура охлаждаемой воды на выходе из i- го испарителя рассчитывается с учетом охлаждения ее в испарителе
t= t- 20оС
Для последовательно соединенных испарителей N тепловых насосов температура воды на входе в /i+1/ - й испаритель равна температуре воды на выходе из i-го испарителя, т.е.
t= t, i=1,…,N-1.
Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой воды производится в соответствии с условием
t = tох = 20 оС
При параллельном соединении испарителей температуры воды на входе в каждый испаритель равны между собой. Также равны между собой температуры воды на выходе из каждого испарителя.
Для последовательно соединенных конденсаторов тепловых насосов, противоточной схемы движения воды через конденсаторы и испарители, а также ранее принятой нумерации тепловых насосов.
t= to = 60 оС, t= t
t= t-= 56,6оС
Температура нагреваемой воды промежуточного контура на входе в маслоохладители тепловых насосов
t = t- = 50,2оС
Проверка расчета распределения температуры нагреваемой воды производится на основании уравнения теплового баланса при смешении потоков воды промежуточного контура, поступающих из разделительного теплообменника, систем отопления и вентиляции,
t= = 50,2оС
Средняя температура воды в конденсаторах и испарителях тепловых насосов
= 0,5(t+t) = 0,5(60 + 56,6) = 58,3 оС
= 0,5(t+t) = 0,5(24 + 20) = 22 оС
Для каждого теплового насоса рассчитывается разность средних температур воды в конденсаторе и испарителе
∆ti = к – и = 58,3 – 22 = 36,3 оС
Максимальное значение этой разности температур соответствует тепловому насосу, который работает в наиболее тяжелых условиях.
Расчет термодинамического цикла теплового насоса
Целью расчета является определение производительности компрессора и мощности его электродвигателя, тепловых нагрузок испарителя и маслоохладителя, вычисление коэффициента трансформации. Расчет термодинамического цикла выполняется для того теплового насоса, который работает в наиболее тяжелых условиях. По результатам расчета делается вывод о правильности выбора типоразмера теплового насоса.
Исходные данные для расчета:
Рабочий агрегат – фреон.
Схема теплового насоса.
Тепловая нагрузка конденсатора Qк = 308 кВт.
Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе = 22оC.
Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе = 58,3оC.
Температура воды на входе в маслоохладитель t= 47,9 оС.
Температура кипения и конденсации фреона.
tи = t5 = t6 = - ∆= 22 – 5 = 17оС
tк = t3 = - ∆= 58,3 – 7 = 51,3оС
где ∆, ∆- средние температурные напоры в испарителе и конденсаторе, принимаются: ∆= 3…5оС, ∆= 5…7оС.
Давление кипения ри и давление конденсации рк находят по известным температурам tи и tк с помощью диаграммы, а энтальпию h6 – по давлению ри и температуре t6: Ри = 0,42 МПа; Рк= 1,26 МПа; h6 = 408 кДж/кг
Степень повышения давления в компрессоре
ε = = 3
Температура пара на входе в компрессор
t1 = t6 + ∆tпе = 17 + 30 = 47 оС
где ∆tпе – перегрев пара в регенеративном теплообменнике, применяется ∆tпе = 25…35 оС.
По давлению ри и температуре t1 при помощи диаграммы определяется энтальпия h1 и удельный объем всасываемого фреона ν1: h1 = 438 кДж/кг; ν = 0,006 м3/кг.
Энтальпия жидкого фреона в точке 4 находится из уравнения теплового баланса для регенеративного теплообменника
h 4 = h3 + h6 – h1 = 444 + 408 – 438 = 414 кДж/кг.
Поскольку процесс дросселирования 4-5 является изоэнтальпийным, то
h5= h4= 414 кДж/кг.
Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре
кДж/кг
где ηi – внутренний КПД компрессора; h- энтальпия пара фреона в конце идеального изоэнтропийного процесса сжатия в компрессоре.
Внутренний КПД компрессора находится из зависимости, обобщающий опытные данные [4],
ηi = 0,5925 + 0,0079ε + 0,0045 ε2 – 0,00084ε3 =
= 0,5925 + 0,0079 3 + 0,004532 – 0,0008 33 = 0,68
Энтальпия пара фреона h2 в конце процесса отвода теплоты впрыскиваемым маслом определяется из диаграммы при давлении рк и температуре масла на выходе из компрессора t, которая составляет
t= t+ ∆tм = 50,2 +25 = 75,2 оC
где t- температура масла на входе в компрессор, принимается t= t;
∆tм – повышение температуры масла в компрессоре, принимается ∆tм = 15…35 оC
Температура масла на выходе из компрессора составляет t=70…90 оС.
Удельный тепловой поток, отводимый рабочего агента в конденсаторе,
qк = h2 - h3 = 467 – 444 = 23 кДж/кг.
Расход рабочего агента, циркулирующего в тепловом насосе,
G = = 13,4 м3/ч
Тепловой поток, отводимый маслом от рабочего агента /тепловая нагрузка маслоохладителя/,
Qм = G (h- h2) = 13,4 (467 – 458) / 3,6 = 33,5 кВт
Расход масла, подаваемого в компрессор,
Vм = 2,7 м3/ч
где см, ρм – удельная теплоемкость и плотность масла.
Для условий работы компрессора можно принять: См = 2,18 кДж/(кг К),
ρм = 830 кг/м3.
Относительный массовый расход масла
gм = 0,19
С целью проверки правомерности принятого значения повышения температуры масла, полученное значение относительного массового расхода масла сравнивается с рекомендуемым значением относительного массового расхода [4]:
gp= 0,09375 – 0,025ε + 0,0265ε2 = 0,09375 – 0,025 3 + 0,0265632= 0,23
Расхождение составляет не более 20%, что допустимо.
Мощность электродвигателя для привода компрессора
N= G(h2 – h1)/ ηэм =13,4(467- 438)/0,9 = 431,8 кВт
где ηэм – электромеханический КПД, принимается ηэм = 0,9.
Действительная объемная производительность компрессора
V = G ν 1 = 13,4 0,006 = 80,4 м3/ч
Теоретическая объемная производительность компрессора
Vт= V/λ = 80,4/0,917 = 87,6 м3/ч.
Коэффициент подачи определяется из зависимости
λ = 0,997 – 0,032ε + 0,002ε2 – 0,000078ε3 =
= 0,997 – 0,032 3 + 0,00232 – 0,000078 33 = 0,917
Удельный тепловой поток, подводимый к рабочему агенту в испарителе,
qи = h6 – h5 = 6 кДж/кг
Тепловая нагрузка испарителя
Qи = Gqи = 13,4 6 = 80,4 кВт.
Тепловая нагрузка регенеративного теплообменника
Qрто = G(h3 – h4) = 13,4 (444 - 414) = 402 кВт.
Для контроля расчета составляется энергетический баланс установки
Qи + N ηэм = Qк + Qм = 80,4 + 431,8 0,9 = 308 + 124 = 469 кВт =
=432 кВт.
Невязка приходной и расходной частей баланса не должна превышать 8%, что допустимо.
Коэффициент трансформации
По полученным значениям теоретической объемной производительности и мощности электродвигателя выбираем тепловой насос НТ-500 (из приложения 1).
Тепловая нагрузка испарителя теплового насоса, полученная в результате расчета термодинамического цикла, отличается от вычисленной в П.2.3 не более чем на 10%, что допустимо.
Расход нагреваемой воды в промежуточном контуре уточнению не подлежит, так как возможные изменения тепловой нагрузки маслоохладителя незначительны по сравнению с тепловой нагрузкой конденсатора теплового насоса.
Тепловой расчет и подбор теплообменников
В качестве предварительного и разделительного теплообменников применяются водоводяные секционные подогреватели [5]. Подогреватели изготавливают с длиной трубок 2000 и 4000 мм. Диаметр трубок составляет dн/dв = 16/14 мм, материал – латунь. Подогреваемую воду рекомендуется пропускать по трубкам, а греющую воду – по межтрубному пространству. При этом термические линейные удлинения корпуса и трубок выравниваются, облегчается чистка трубок. Средняя скорость воды в межтрубном пространстве составляет wмт = 0,5 …2,5 м/с.
Задачей расчета является определение площади поверхности теплообмена F, выбор типа размера секции подогревателя, расчет количества секций Z.
Расчет предварительного теплообменника
Исходные данные для расчета.
Тепловая нагрузка теплообменника Qпт = 579,8 кВт
Расход воды в трубном пространстве Vт = Vгв = 17,18 м3/ч
Расход воды в межтрубном пространстве Vмт = Vнп = 21,1 м3/ч
Температура воды в трубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t= 5 оС и t= 34 оС
Температура воды в межтрубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t= 38 оС и t= 24 оС
Расчет выполняется как для предварительного, так и для разделительного теплообменников в следующей последовательности.
Для принятой скорости воды в межтрубном пространстве оценивается площадь проходного сечения межтрубного пространства
fмт = м2
По полученному значению fмт выбирается типоразмер подогревателя 3-76*2000-Р /табл. II Приложения/, для которого выписываются основные параметры: число трубок nт = 7, площадь поверхности нагрева секции Fс = 0,65 м2, внутренний диаметр корпуса Dв = 69 мм, площадь проходного сечения трубок fт = 0,00108 м2 и межтрубного пространства fмт = 0,00233 м2. Эти размеры используются в дальнейших расчетах.
Скорость воды в трубках и между трубками
Эквивалентный диаметр межтрубного пространства
мм
Средняя температура воды в трубках и между трубками
т = 0,5 (t + t) = 0,5 (5 + 34) = 19,5 оС
мт = 0,5 (t+ t) = 0,5(38 + 24) = 31 оС
Коэффициент теплоотдачи на поверхностях стенок в трубном и межтрубном пространствах
αт = (1630 + 21т – 0,041)=(1630 + 21 19,5 – 0,041 19,5-2)= 15670 Вт/(м2К)
αмт = (1630 + 21мт – 0,041)= (1630 + 21 31 – 0,041 31-2) = 10802 Вт/(м2К)
В этих формулах αт и αмт измеряются в Вт/(м2 К),wт и wмт – в м/с, dв и dэ – в м, т и мт – в оС.
Коэффициент теплопередачи
К = β = 0,8= 163 Вт/(м2К)
где β – коэффициент, учитывающий снижение коэффициента теплопередачи из-за наличия накипи и загрязнения поверхности трубок, принимается β = 0,8;
δ – толщина стенки трубки, δ = 0,5(dн – dв); λ – коэффициент теплопроводности материала стенок трубок, для латуни принимается λ = 105 Вт/(м•К).
Средний температурный напор
∆= оС
где ∆tб, ∆tм – большая и меньшая крайние разности температур между теплоносителями при противоточной схеме их движения.
Площадь поверхности нагрева подогревателя
F = м2
Число секций подогревателя
Z =
Расчет разделительного теплообменника
Исходные данные для расчета.
Тепловая нагрузка теплообменника Qрт = 420 кВт
Расход воды в трубном пространстве
Vт = 17,18 м3/ч
расход воды в межтрубном пространстве Vмт = 21,1 м3/ч
Температура воды в трубном пространстве на входе и выходе из теплообменника
t= 34 оС и t= 55 оС
Температура воды в межтрубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t= 60 оС и t= 42 оС.
Расчет выполняется как для предварительного, так и для разделительного теплообменников в следующей последовательности.
Для принятой скорости воды в межтрубном пространстве оценивается площадь сечения межтрубного пространства
fмт = м2
По полученному значению fмт выбирается типоразмер подогревателя 6-89х4000-Р /табл.II Приложении/, для которого выписываются основные параметры: число трубок nт = 12, площадь поверхности нагрева секции Fс = 2,24 м2, внутренний диаметр корпуса Dв = 82 мм, площадь проходного сечения трубок fт = 0,00185 м2 и межтрубного пространства fмт = 0,00287 м2.
Эти размеры используются в дальнейших расчетах.
Скорость воды в трубках и между трубками
Wт=
Wмт=
Эквивалентный диаметр межтрубного пространства
dЭ = мм
Средняя температура воды в трубках и между трубками
т = 0,5(t+ t) = 0,5 (34 + 55) = 44,5 оС
мт = 0,5 (t+ t) = 0,5 (60 + 42) = 51 оС
Коэффициент теплоотдачи на поверхностях стенок в трубном и межтрубном пространствах
αт = (1630 + 21т – 0,041)
=(1630 + 2144,5 – 0,04144,5-2) 12855 Вт/(м2К)
αмт = (1630 + 21мт – 0,041 )
= (1630 + 21 51 – 0,041 51-2) 2846 Вт/(м2 К)
В этих формулах αт и αмт измеряются в Вт/(м2 К),wт и wмт - в м/с, dв и dэ – в м, т и мт – в оС.
Коэффициент теплоотдачи
К = β Вт/(м2 •К)
где β – коэффициент, учитывающий снижение коэффициента теплопередачи из-за наличия накипи и загрязнения поверхности трубок, принимается β = 0,8; δ – толщина стенки трубки, δ = 0,5 (dн-dв); λ – коэффициент теплопроводности материала стенок трубок, для латуни принимается λ = 105 Вт/(м •К).
Средний температурный напор
∆= оС
где ∆tб, ∆tм – большая и меньшая крайние разности температур между теплоносителями при противоточной схеме их движения.
Площадь поверхности нагрева подогревателя
F = м2
Число секций подогревателя
Z =
Расчет и подбор градирен
Задачей расчета является определение площади фронтального сечения вентиляторной градирни, выбор ее конструкции и количества секций, расчет количества градирен.
Исходные данные для расчета.
Город, для которого проектируется система водоснабжения: Москва.
Температура охлажденной оборотной воды tох = 20 оС.
Температура теплой оборотной воды tнп = 38 оС.
Расход оборотной воды на градирни Vг = 0,0496 м3/с.
Для подбора градирен необходимо вначале определить расчетные параметры атмосферного воздуха [6]. Средняя температура воздуха для наиболее жарких суток в данной местности
tр = tж + 0,25 tмакс = 19,3 + 0,25 21,6 = 24,7 оС
где tж = 19,3 оС - среднемесячная температура воздуха в самый жаркий месяц;
tмакс = 21,6 оС - средняя максимальная температура в самый жаркий месяц.
Значения tж , tмакс, а также относительной влажности воздуха самого жаркого месяца φж = 54%, берутся из табл. III Приложения. С помощью Н, d – диаграммы влажного воздуха по температуре tж и относительной влажности φж определяется влагосодержание воздуха dж. состояние воздуха для наиболее жарких суток находится по температуре tр и полученному значению dж. для этого состояния воздуха определяется температура мокрого термометра tм = 15,8 оС, которая является теоретическим пределом охлаждения воды в градирне.
Коэффициент эффективности градирни
ηг =
Для вентиляторных градирен ηг = 0,75 … 0,85.
Удельная тепловая нагрузка на единицу площади фронтального сечения градирни
qF= gFСр(tнп – tох) = 2 4,19 (38 - 20)= 150,8 кВт/м2
где gF – удельная гидравлическая нагрузка, отнесенная к площади фронтального сечения градирни, для вентиляторных градирен в номинальном режиме работы gF = 1,5 … 2,8 кг/(м2•с).
Тепловой поток, отводимый от воды в градирнях,
Qг = Vг Ср (tнп – tох) = 0,0496 103(38 – 20) = 3741 кВт.
Необходимая суммарная площадь фронтального сечения градирен
ΣFф = м2
По полученному значению ΣF из табл. IVПриложения выбирается градирня: секционная, количество секций – 3, расположение вентилятора – нижнее, площадь фронтального сечения Fф = 24 м2, массовый расход воды Gг = 66,6 кг/с и рассчитывается число градирен
nг =
Устанавливается пять градирен марки ГПВ – 320.
Удельная гидравлическая нагрузка выбранных градирен в расчетном режиме
gF =
Полученное значение целесообразно сравнить со значением удельной гидравлической нагрузки выбранной градирни в номинальном режиме
gFH =