Чикалев А.Л. В-34. Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия
![]()
|
Министерство науки и высшего образования Российской Федерации федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПРОМЫШЛЕННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ И ДИЗАЙНА» ВЫСШАЯ ШКОЛА ТЕХНОЛОГИИ И ЭНЕРГЕТИКИ Институт заочного и вечернего обучения Кафедра теплосиловых установок и тепловых двигателей Практическая работапо дисциплине «Основы трансформации тепла и процессов охлаждения» на тему: Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия /Вариант 34/
Санкт-Петербург 2022 ОглавлениеЗадание на курсовую работуСпроектировать оборотную систему технического водоснабжения промышленного предприятия с использованием теплоты оборотной воды в тепловых насосах для нужд низкотемпературного отопления, вентиляции и горячего водоснабжения при следующих исходных данных: Температура воды для нужд отопления и вентиляции ![]() Охлаждение воды в отопительных приборах ![]() Температура воды на горячее водоснабжение ![]() Температура холодной воды для подпитки системы ГВС ![]() Температура охлажденной оборотной воды ![]() Температура теплой оборотной воды ![]() Тепловые нагрузки: горячего водоснабжения ![]() отопления ![]() вентиляции ![]() Расход оборотной воды ![]() Составление функциональной схемы системы водоснабженияНа рис. 1 приведена функциональная схема энергосберегающей системы технического водоснабжения промпредприятия с наиболее полным использованием теплоты оборотной воды. Тепловая оборотная вода из цеха промпредприятия собирается в бак теплой воды БТВ и через фильтр Ф насосами Н2 подается на градирни ГР и испарители И тепловых насосов ТН, в которых оборотная вода охлаждается. Затем охлажденная оборотная вода поступает в цех промпредприятия. Насосы Н4 подают охлажденную воду из градирен в цех. Охлаждение оборотной воды также происходит в предварительном теплообменнике ПТ холодной водой из водопровода, подаваемой под напором водопроводной сети в систему горячего водоснабжения. Второй ступенью подогрева служит разделительный теплообменник РТ, в котором горячей средой служит вода промежуточного контура. Циркуляцию воды в промежуточном контуре обеспечивают насосы Н1, нагрев воды – маслоохладители МО и конденсаторы К тепловых насосов. Расширительный бак РБ облегчает запуск насосов Н1 и служит также для подпитки промежуточного контура водой, компенсируя возможные утечки ее. В периоды пониженного водоразбора из системы горячего водоснабжения циркуляцию воды обеспечивают насосы Н3. вода от отопительных приборов и калориферов в промежуточный контур поступает через грязевик Г. Тепловой насос ТН снабжен регенеративным теплообменником РТО, что снижает потери энергии в терморегулирующем вентиле ТРВ. Охлаждаемая оборотная вода подается в испарители И, где ее теплота отводится к кипящему фреону. Нагреваемая вода промежуточного контура подается в конденсатор К, где при конденсации пара фреона происходит ее нагрев. В компенсаторе осуществляется сжатие пара фреона, что приводит к повышению его давления и температуры. Терморегулирующий вентиль при дросселировании жидкого фреона снижает его давление и температуру. В регенеративном теплообменнике теплота жидкого фреона, выходящего из конденсатора, используется для перегрева пара фреона при входе в компенсатор. Поскольку в тепловом насосе применяется винтовой маслозаполненный компрессор, охлаждение масла производится в маслоохладители МО водой промежуточного контура. ![]() Задачей расчета является определение расходов всех потоков воды, ее температуры, тепловых нагрузок теплообменников, теплопроизводительности теплонасосной установки, типоразмера и количества тепловых насосов. Считаем, что функциональная схема системы водоснабжения соответствует приведенной на рис. 1. в качестве тепловых насосов применяются парокомпрессионные тепловые насосы с маслозаполненным винтовым компрессором. Объемный расход воды на горячее водоснабжение: ![]() где с, ρ – удельная теплоемкость и плотность воды. Температура подпиточной воды системы горячего водоснабжения на выходе из предварительного теплообменника: ![]() где ![]() ![]() Тепловая нагрузка предварительного теплообменника: ![]() Теплопроизводительность теплонасосной установки: ![]() Количество рабочих тепловых насосов: ![]() где ![]() ![]() Количество устанавливаемых тепловых насосов с учетом резерва: ![]() Рекомендуется использовать однотипные и наиболее мощные тепловые насосы, стремясь к максимальному использованию их мощности. Минимальное количество тепловых насосов должно быть не менее двух (один рабочий и один резервный). Устанавливаем 2 рабочих и один резервный тепловые насосы. Выбираем тепловой насос НТ-300 с характеристиками: Теплопроизводительность: конденсатора 300 ![]() маслоохладителя 40 ![]() Тепловые нагрузки конденсатора и маслоохладителя каждого теплового насоса в расчетном режиме: ![]() Тепловая нагрузка испарителя конденсатора в расчетном режиме: ![]() Тепловая нагрузка испарителя в расчетном режиме: ![]() где ![]() ![]() Расход обратной воды через предварительный теплообменник и испарители тепловых насосов: ![]() Расход оборотной воды на градирни: ![]() Расход воды на отопление: ![]() Расход воды на вентиляцию: ![]() Тепловая нагрузка разделительного теплообменника: ![]() Температура горячей воды в промежуточном контуре конденсаторов и маслоохладителей тепловых насосов на выходе из разделительного теплообменника: ![]() где ![]() ![]() Расход воды из промежуточного контура для нагрева воды на горячее водоснабжение в разделительном теплообменнике: ![]() Расход воды в промежуточном контуре ![]() Выбор схем включения испарителей и конденсаторов тепловых насосовНаилучшие 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 Vнп< 0,7 Vин предусматривается байпасная линия, и разделение потока воды осуществляется после выхода из испарителя последнего теплового насоса по ходу охлаждаемой воды. ![]() ![]() Принимаем последовательный способ соединения конденсаторов и последовательный способ соединения испарителей ТНУ. Маслоохладители тепловых насосов соединяются параллельно и включаются в промежуточный контур нагреваемой воды перед конденсаторами с целью обеспечения наилучшего охлаждения масла. Температура охлаждаемой воды на входе в испаритель первого теплового насоса после предварительного теплообменника: ![]() Температура охлаждаемой воды на выходе из i- го испарителя рассчитывается с учетом охлаждения ее в испарителе: ![]() 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. ![]() Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой воды производится в соответствии с условием ![]() ![]() Для последовательно соединенных конденсаторов тепловых насосов, противоточной схемы движения воды через конденсаторы и испарители, а также ранее принятой нумерации тепловых насосов: ![]() ![]() ![]() ![]() Температура нагреваемой воды промежуточного контура на входе в маслоохладители тепловых насосов: ![]() 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: ![]() Средняя температура воды в конденсаторах и испарителях тепловых насосов: ![]() ![]() ![]() ![]() Для каждого теплового насоса рассчитывается разность средних температур воды в конденсаторе и испарителе: ![]() ![]() Максимальное значение этой разности температур соответствует тепловому насосу, который работает в наиболее тяжелых условиях. Расчет термодинамического цикла теплового насосаЦелью 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 агент – фреон R134a Тепловая нагрузка конденсатора ![]() Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе ![]() Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе ![]() Температура воды на входе в маслоохладитель ![]() Температура кипения и конденсации фреона: ![]() ![]() где ![]() ![]() Давление кипения ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Степень повышения давления в компрессоре: ![]() Температура пара на входе в компрессор: ![]() где ![]() ![]() С помощью P-h-диаграммы фреона R134a определяем энтальпии ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() По давлению ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() По точке пересечения изобары ![]() ![]() По точке пересечения изобары ![]() ![]() Энтальпия жидкого фреона в точке 4 находится из уравнения теплового баланса для регенеративного теплообменника: ![]() Поскольку процесс дросселирования 4-5 является изоэнтальпным, то ![]() С помощью P-h-диаграммы фреона R134a определяем энтальпию пара фреона в конце идеального изоэнтропного процесса сжатия в компрессоре ![]() ![]() ![]() ![]() Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре: ![]() где ![]() Внутренний КПД компрессора находится из зависимости, обобщающий опытные данные: ![]() Энтальпия пара фреона ![]() ![]() ![]() ![]() где t ![]() ![]() ![]() Таким образом, ![]() Удельный тепловой поток, отводимый рабочего агента в конденсаторе: ![]() Расход рабочего агента, циркулирующего в тепловом насосе: ![]() Тепловой поток, отводимый маслом от рабочего агента (тепловая нагрузка маслоохладителя): ![]() Расход масла, подаваемого в компрессор: ![]() где ![]() Для условий работы можно принять: ![]() ![]() Относительный массовый расход масла: ![]() С целью проверки правомерности принятого значения повышения температуры масла, полученное значение относительного массового расхода масла сравнивается с рекомендуемым значением относительного массового расхода: ![]() Проверка: ![]() Расхождение составляет не более 20%, что допустимо. Мощность электродвигателя для привода компрессора ![]() где ![]() ![]() Действительная объемная производительность компрессора: ![]() Теоретическая объемная производительность компрессора: ![]() Коэффициент подачи определяется из зависимости: ![]() Удельный тепловой поток, подводимый к рабочему агенту в испарителе: ![]() Тепловая нагрузка испарителя: ![]() Тепловая нагрузка регенеративного теплообменника: ![]() Для контроля расчета составляется энергетический баланс установки: ![]() ![]() 307,3 = 298,4 ![]() Невязка приходной и расходной частей баланса не превышает 8%, что допустимо. Коэффициент трансформации ![]() Невязка тепловой нагрузки испарителя теплового насоса ![]() ![]() ![]() Невязка тепловых нагрузок испарителя не превышает 10%, что допустимо. Расчет показателей экономичности теплонасосной установкиЭксергетический КПД теплонасосной установки: ![]() где ![]() ![]() Годовая экономия топлива от применения тепловых насосов для утилизации теплоты оборотной воды определяется путем сравнения годового расхода топлива на котельной установке, которую замещает теплонасосная установка, с расходом топлива на конденсационной электростанции, электроэнергия которой используется для привода электродвигателей компрессоров тепловых насосов. Теплопроизводительности теплонасосной и котельной установок полагаются одинаковыми. Годовой расход условного топлива на конденсационной электростанции: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Годовой расход условного топлива в котельной установке, которую замещает ТНУ: ![]() где ![]() Годовая экономия условного топлива (в процентах): ![]() Список использованной литературыТехнологические энергоносители предприятий: метод. указания к выполнению курсового проекта « Система технического водоснабжения промышленного предприятия с теплонасосной установкой»; сост. Филатов В.В., Буянов А.Б. – СПб., ПГУПС, 2008.- 39 с. Холодильные машины и аппараты. Каталог. 4.2. – М.: ЦИНТИ – химнефтемаш. 1984. – 38 с. Установки для трансформации теплоты: Рабочая программа, методические указания, задания на контрольную работу /Сост. Л.А. Филатов. – Л.СЗПИ, 1989 – 32 с. В.В. Филатов. –Л. СЗПИ, 1989 – 32с. Техника низких температур /атлас/ /Под ред. И.П.Усюкина – М.: Пищевая промышленность, 1977- 244 с. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин /Под общ. Ред. И.А.Сакуна – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1987 – 423с. Наладка и эксплуатация водяных тепловых сетей: Справочник /В.И.Манюк, Я.И.Каплинский, Э.Б.Хиж и др. – М.: Стройиздат, 1938 – 432 с. Системы производства и распределения энергоносителей промпредприятий: Рабочая программа, методические указания, задание на контрольную работу /Сост. В.В.Филатов – Л.: СЗПИ, 1989 – 32 с. |