Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия

• Название: Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия
• Дата: 29.12.2021
• Размер: 156.9 Kb.
• Имя файла: TEP (5).docx
• Тип: Документы; #321584
• страница: 1 из 3

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации



Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

«Санкт-Петербургский горный университет»

Кафедра теплотехники и теплоэнергетики

ОТЧЁТ

По практической работе №3
По дисциплине Технологические энергоносители предприятий

^{(наименование учебной дисциплины, согласно учебному плану)}

Тема работы Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия
Выполнил студент гр. ТЭ-18 Абзалов В.Р.

^{(шифр группы) (подпись) (Ф.И.О.)}

Проверил

преподаватель ассистент Чуркин И.С.

^{(должность) (подпись) (Ф.И.О.)}
Санкт-Петербург

2021

Задачей расчета является определение расходов всех потоков воды, ее температуры, тепловых нагрузок теплообменников, теплопроизводительности теплонасосной установки, типоразмера и количества тепловых насосов.

2.1. Объемный расход воды на горячее водоснабжение, м³/с:



где с,  - удельная теплоемкость (кДж/(кг·С) и плотность воды (кг/м³)

2.2. Температура подпиточной воды системы горячего водоснабжения

на выходе из предварительного теплообменника:



где - недогрев подпиточной воды в предварительном теплооб­меннике до температуры оборотной воды, принимается =2...5⁰С.

2.3. Тепловая нагрузка предварительного теплообменника, кВт:



где с,  - удельная теплоемкость (кДж/(кг·С) и плотность воды (кг/м³)

2.4. Теплопроизводительность теплонасосной установки, кВт:

Q=Q₀+ Q_в+ Q_гв=200+120+280=600 кВт

2.5. Количество рабочих тепловых насосов:



где Q_кн,Q_мн - номинальная теплопроизводительность конденса­тора и маслоохладителя выбранного теплового насоса.



Количество рабочих насосов - 2 шт., типоразмер: НТ-300.

Параметры	НТ-300
Теплопроизводительность, кВт: — конденсатора — маслоохладителя	300 40
Расход воды, мз/ч: — через конденсатор — через маслоохладитель — через испаритель	90 13 120
Температура воды, °С: — на выходе из конденсатора — на выходе в испаритель	60 22
Перепад давления по воде, кПа: — в конденсаторе — в маслоохладителе — в испарителе	26 5 9
Теоретическая производительность компрессора, м3/ч	602
Потребляемая мощность, кВт	132
Диаметр патрубков, мм: — конденсатора — испарителя	100 100
Габаритные размеры, мм	4800х1600х2155
Масса, кг	6050

2.6. Количество устанавливаемых тепловых насосов с учетом резер­ва

N_уст=N+1=2+1=3 шт.

2.7. Тепловые нагрузки конденсатора и маслоохладителя каждого теплового насоса в расчетном режиме



2.8. Тепловая нагрузка конденсатора в расчетном режиме

Q_к=Q_км - Q_мн=154,5-40=114,5 кВт

2.9. Тепловая нагрузка испарителя в расчетном режиме



где - коэффициент трансформации теплового насоса, принимается = 3,2...4.

2.10. Расход оборотной воды через предварительный теплообменник и испарители тепловых насосов



где с,  - удельная теплоемкость (кДж/(кг·С) и плотность воды (кг/м³) Q (кВт)

2.11. Расход оборотной воды на градирни

V_г=V_ов-V_нп=0,055-0,00658=0,0489 м³/с

где V_ов - общий расход оборотной воды

2.12. Расход воды на отопление



где с,  - удельная теплоемкость (кДж/(кг·С) и плотность воды (кг/м³) Q (кВт)

2.13. Расход воды на вентиляцию



где с,  - удельная теплоемкость (кДж/(кг·С) и плотность воды (кг/м³) Q (кВт)

2.14. Тепловая нагрузка разделительного теплообменника

Q_рт=V_гвс(t_гв-t_пт)=0,001334,191000(55-30)=108,8 кВт

2.15. Температура горячей воды в промежуточном контуре конденсаторов и маслоохладителей тепловых насосов на выходе из разделительно­го теплообменника

t_рт= t_пт+ t_но=30+7=37 ^оС

где t_но - недоохлаждение воды промежуточного контура в разделительном теплообменнике, принимается  t_но= 5...10 ⁰С.

2.16. Расход воды из промежуточного контура для нагрева воды на горячее водоснабжение в разделительном теплообменнике



2.17. Расход воды в промежуточном контуре

V_пк=V₀+V_в+V_рт=0,00318+0,00191+0,00133=0,00642 м³/с

3. 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 агента ниже расчетных.

3.1. Для оптимального соединения испарителей и конденсаторов тепловых на­сосов необходимо выполнение условий:

V_нп=(0,7...1,05)NV_ин,

V_пк=(0,7...1,05)V_кн.

где V_ин, V_кн, V_нп, V_пк - объемные расходы воды, м³/с

V_ин=0,0333 м³/с; V_кн=0,025 м³/с.

V_нп/NV_ин=0,00658/(2∙0,0333)=0,01<0,7

Поэтому используется байпасная линия и разделение потока воды осуществляется после выхода из испарителя последнего теплового насоса по ходу охлаждаемой воды.

V_пк/V_кн=0,00642/0,025=0,257<0,7

Используется байпасная линия. Разделение потока осуществляется после выхода из конденсатора.

3.2. Температура охлаждаемой воды на входе в испаритель первого теплового насоса после предварительного теплообменника:



3.3. Температура охлаждаемой воды на выходе из i-го испарителя рассчитывается с учетом охлаждения ее в испарителе



Температура охлаждаемой воды на входе в испаритель второго теплового насоса после предварительного теплообменника:



Температура охлаждаемой воды на выходе из i-го испарителя рассчитывается с учетом охлаждения ее в испарителе


Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой во­ды производится в соответствии с условием



20 = 20

3.4 Для последовательно соединенных конденсаторов тепловых насосов, противоточной схемы движения воды через конденсаторы и испарители, а также ранее принятой нумерации тепловых насосов в направлении движения охлаждаемой воды можно записать







3.5 Температура нагреваемой воды промежуточного контура на входе. В маслоохладители тепловых насосов:



3.6. 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:





;

3.7. Средняя температура воды в конденсаторах и испарителях тепловых насосов:



3.8. 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.

4. 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:

1. Рабочий агент фреон R-12 (один из наиболее безопасных и распространенных хладоагентов)

2. Схема



3. Тепловая нагрузка конденсатора Q_к=114,5 кВт

4.Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе =21,9 ^оС

5.Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе =57,85 ^оС

6. Температура воды на входе в маслоохладитель =55 ^оС

4.1. Температуры кипения и конденсации фреона



где , -средние температурные напоры в испарителе и конденсаторе, принимаются: = 3...5⁰С, = 5... 7⁰С.

4.2. Давление кипения p_и и давление конденсации p_к находят по известным температурам t_и и t_к с помощью диаграммы, а энтальпию h₆ - по давлению р_и и температуре t₆,



4.3. Степень повышения давления в компрессоре



4.4. Температура пара на входе в компрессор

t₁= t₆ + t_пе = 18,9 + 25 = 43,9 ^оС

где t_пе – перегрев пара в регенеративном теплообменнике, принимается t_пе= 25...35 ⁰С.

По давлению p_и и температуре t₁ при помощи диаграммы определяется энтальпия h₁ и удельный объем всасываемого фреона ₁.



4.5. Энтальпия жидкого фреона в точке 4 находится из уравнения теплового баланса для регенеративного теплообменника

h₄= h₃+ h₆- h₁=252+360-375=237 кДж/кг

Поскольку процесс дросселирования 4-5 является изоэнтальпийным, то h₅= h₄.

4.6. Внутренний КПД компрессора находится из зависимости, обобщаю­щий опытные данные [4],

_i=0,5925+0,0079+0,0045²-0,00084³=

=0,5925+0,0079· +0,0045· ²-0,00084· ³=0,626

4.7. Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре



где h₂ - энтальпия пара фреона в конце идеального изоэнтропийного процесса сжатия в компрессоре.

4.8. Энтальпия пара фреона h₂ в конце процесса отвода теплоты впрыскиваемым маслом определяется из диаграммы при давлении p_k и температуре масла на выходе из компрессора t_м, которая составляет

t_м=t_м+t_м=55+20=75 ^оС

где t_м - температура масла на входе в компрессор, принимается t_м= t_м0;

t_м- повышение температуры масла в компрессоре, принимается t_м=15...35 ⁰С.

Температура масла на выходе из компрессора составляет t_м=70 ... 90 ⁰С.

4.9. Удельный тепловой поток, отводимый рабочего агента в кон­денсаторе,

q_k=h₂ – h₃=388 – 252 = 116 кДж/кг

4.10. Расход рабочего агента, циркулирующего в тепловом насосе,



4.11. Тепловой поток, отводимый маслом от рабочего агента (тепловая нагрузка маслоохладителя)

Q_м = G (h₂ - h₂) = 0,98·(442 - 368) = 72,52 кВт

4.12. Расход масла, подаваемого в компрессор



где c_м, _м - удельная теплоёмкость и плотность масла.

Для условий работы компрессора можно принять: c_м=2,18кДж/(кгК), _м= 830 кг/м³.

4.13. Относительный массовый расход масла



4.14. С целью проверки правомерности принятого значения повышения температуры масла полученное значение относительного массового расхода масла сравнивается с рекомендуемым значением относитель­ного массового расхода [4]:

g_р= 0,09375 - 0,025 + 0,02656²=

=0,09375+0,025· +0,02656· ²=0,187



Расхождение составляет 10 %. Расчет верен.

4.15. Удельная внутренняя работа компрессора



4.16. Внутренняя мощность компрессора



4.17. Мощность электродвигателя для привода компрессора



где _эм - электромеханической КПД, принимается _эм= 0,9.

4.18. Действительная объемная производительность компрессора

V=G*₁=0,98·0,044=0,043 м³/с

4.19. Коэффициент подачи определяется из зависимости

 = 0,997 - 0,032 + 0,002²- 0,000078³

=0,997-0,032·2,41+0,002·2,41²-0,000078·2,41³=0,93

4.19. Теоретическая объемная производительность компрессора

V_т=V/=0,043/0,93=0,0463 м³/с

4.21. Удельный тепловой поток, подводимый к рабочему агенту в испарителе,

q_и= h₆ - h₅ = 360 – 237 = 123 кДж/кг

4.22. Тепловая нагрузка испарителя

Q_и = Gq_и = 0,98·123 =120,5 кВт

4.23. Тепловая нагрузка регенеративного теплообменника

Q_рто= G (h₃-h₄) = 0,98·(252 - 237) = 14,7 кВт

4.24. Для контроля расчета составляется энергетический баланс установки

Q_и+N_i=Q_к+Q_м

120,5 + 65,6 = 114,5 + 72,52

186,1 = 187



Расхождение составляет 0,48%.

4.25. Коэффициент трансформации



Тепловая нагрузка испарителя теплового насоса, полученная в результате расчета термодинамического цикла, отличается от вычисленной в п. 2.9 на 44 %.