Санька. Курсовой проект по дисциплине Технологические энергоносители предприятий Тема курсового проекта Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия

• Название: Курсовой проект по дисциплине Технологические энергоносители предприятий Тема курсового проекта Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия
• Дата: 13.04.2021
• Размер: 271.01 Kb.
• Имя файла: Санька.docx
• Тип: Курсовой проект; #194218
• страница: 1 из 2

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«СЕВЕРО-ЗАПАДНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ЗАОЧНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра теплотехники и теплоэнергетики
Курсовой проект по дисциплине

«Технологические энергоносители предприятий»

Тема курсового проекта: Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия.

Выполнил студент: Петропавловская Галина Николаевна

Институт: Энергетический

Курс: 4

Специальность: 140104

Шифр: 8103020031

Проверил преподаватель: Лобастов Николай Аркадьевич

Санкт-Петербург
2011
Содержание:
1. Задание на курсовой проект……………………………………………………………………. .2

2. Расчетная часть……………………………………………………………………………………2

2.1. Требования к пояснительной записке………………………………………………….2

2. 
   Составление функциональной схемы системы водоснабжения …………………….2
   

2.3. Расчет режима работы теплонасосной установки и выбор тепловых насосов……...4

4. 
   Выбор схем включения испарителей и конденсаторов тепловых насосов………….5
   
5. 
   Расчет термодинамического цикла теплового насоса……………………………….7
   
6. 
   Тепловой расчет и подбор теплообменников………………………………………….9
   
7. 
   Расчет и подбор градирен………………………………………………………………12
   

2.8. Расчет диаметров трубопроводов и подбор насосов………………………………....13

2.9.Разработка принципиальной схемы системы водоснабжения………………………..15

2.10. Компоновка оборудования теплонасосной установки……………………………..15

2.11. Расчет показателей экономичности теплонасосной установки……………………16

2. 
   Графическая часть………………………………………………………………………………..17
   

Приложения…………………………………………………………………………………………….18

Список использованной литературы………………………………………………………………….21

Задание на курсовой проект: Спроектировать 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.

1. 
   температура воды для нужд отопления и вентиляции t_о = 60 ^оС.
   
2. 
   охлаждение воды в отопительных приборах ∆t_пр = 15 ^оС.
   
3. 
   Температура воды на горячее водоснабжение t_гв = 55 ^оС.
   
4. 
   Температура холодной воды для подпитки системы горячего водоснабжения t_хв = 5 ^оС.
   
5. 
   Температура охлажденной оборотной воды t_ох = 20 ^оС.
   
6. 
   температура теплой оборотной воды t_нп = 38 ^оС.
   
7. 
   тепловые нагрузки:
   

• 
  горячего водоснабжения Q_гв = 1000 кВт
  
• 
  отопления Q_о = 600 кВт
  
• 
  вентиляции Q_в = 400 кВт
  

8. 
   Расход оборотной воды V_ов = 200 м³/с
   
9. 
   Город, для которого проектируется система водоснабжения: Москва.
   

2. Расчетная часть
2.1. Составление функциональной схемы системы водоснабжения
Функциональная схема определяет общую структуру системы водоснабжения и способ соединения основного и вспомогательного оборудования.

При составлении функциональной схемы решаются следующие вопросы: сбор и хранение теплой оборотной воды, ее очистка и охлаждение, подача охлажденной воды потребителю, наиболее полная утилизация теплой оборотной воды, назначение и тип основного оборудования.

В энергосберегающей системе водоснабжения основное количество оборотной воды должно охлаждаться в испарителях тепловых насосов, остальное количество – в атмосферных водоохладительных устройствах, из которых наиболее эффективными являются вентиляторные градирни.

При суммарных нагрузках отопления, вентиляции и горячего водоснабжения до 3 МВт целесообразно использовать тепловые насосы типа НТ – 300 и НТ – 500, технические характеристики которых в номинальном режиме приведены в табл. 1. приложения [1]. Эти тепловые насосы выполнены по регенеративной схеме и состоят из маслозаполненного винтового компрессора с электродвигателем, конденсатора, регенеративного теплообменника, терморегулирующих вентилей, блока приборов и масляной системы с маслоохладителем. В качестве рабочего агента используется фреон R – 12. Нагрев воды для целей теплоснабжения производится в конденсаторе и маслоохладителе тепловых насосов.

Тепловые насосы НТ – 300 и НТ – 500 имеют плавное регулирование производительности в пределах от100% до 40%. Точность поддержания температуры нагреваемой воды ±1^оС. Тепловые насосы имеют высокую степень автоматизации, позволяющую довести время пребывания обслуживающего персонала до 30 мин в смену. В тепловых насосах предусмотрены следующие виды автоматических защит: от повышения давления нагнетания, от понижения давления всасывания, от нарушения режима смазки, от повышения температуры нагнетания, от перегрева смазки.

Оборотная вода, как правило, не содержит значительных загрязнений и может непосредственно или через фильтр подаваться в испарители тепловых насосов. С целью уменьшения энергозатрат на приготовление горячей воды рекомендуется устанавливать перед испарителями тепловых насосов предварительный теплообменник. Он служит для первичного подогрева подпиточной холодной воды в системе горячего водоснабжения за счет теплоты оборотной воды при условии, что температура оборотной воды выше температуры холодной воды.

Подключение конденсаторов тепловых насосов к системе отопления может быть непосредственным, а к системе горячего водоснабжения – через промежуточный замкнутый контур с помощью разделительного теплообменника.

Для подачи оборотной воды и воды в контурах тепловых насосов применяются центробежные консольные насосы.

В качестве теплообменников для теплонасосных установок используют скоростные водо – водяные секционные подогреватели.

Составная функциональная схема энергосберегающей системы технического водоснабжения приводится в пояснительной записке. На функциональной схеме элементы системы водоснабжения представляются по одному для каждой функциональной группы в виде условных стандартных графических изображений, а трубопроводы между элементами указываются только основные и снабжаются стрелками, цифровыми и буквенными обозначениями, уточняющими направление, вид и фазовое состояние перемещаемой среды. Для схем теплонасосных установок наиболее типичными являются следующие обозначения: 1 – вода, 14 – масло, 18 – фреон, п – пар, ж – жидкость, т – теплая/горячая/среда, х – холодная среда.

В качестве примера на рис. 1приведена 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 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.
2.2. Функциональная схема.
Функциональная схема энергосберегающей системы технического водоснабжения промышленного предприятия с наиболее полным использованием теплоты оборотной воды.


2.3.Расчет режима работы теплонасосной установки и выбор тепловых насосов.
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 маслозаполнением винтовым компрессором.

Объемный расход воды на горячее водоснабжение

V_гв = = 17,18 м³/ч

где с, ρ – удельная теплоемкость и плотность воды.

Температура подпиточной воды системы горячего водоснабжения на выходе из предварительного теплообменника

t_пт = t_нп - ∆t_нг = 38 - 4 = 34 ^оС

где ∆t_нг – недогрев подпиточной воды в предварительном теплообменнике до температуры обратной воды, принимается ∆t_нг =2…5 ^оС.

Тепловая нагрузка предварительного теплообменника

Q_пт = V_гвС_рρ(t_пт- t_хв) = (17,18 4,19 1000 (34 – 5))/3600 = 579,8 кВт

Теплопроизводительность теплонасосной установки

Q = Q_о + Q_в + Q_гв = 600+400+1000 = 2000 кВт.

Количество рабочих тепловых насосов

N = ≈ 3

где Q_кн, Q_мн – номинальная теплопроизводительность конденсатора и маслоохладителя выбранного теплового насоса /см. табл. 1 Приложения/.

Количество устанавливаемых тепловых насосов с учетом резерва

N_уст = N + 1 = 3 + 1 = 4

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 два рабочих и один резервный тепловые насосы.

Тепловые нагрузки конденсатора и маслоохладителя каждого теплового насоса в расчетном режиме

Q_км = = 355 кВт

Тепловая нагрузка испарителя конденсатора в расчетном режиме

Q_к = Q_км – Q_мн = 355 – 47 = 308 кВт

Тепловая нагрузка испарителя в расчетном режиме

Q_и = = 253,5 кВт

где φ – коэффициент трансформации теплового насоса, принимается φ = 3,2…4.
Расход обратной воды через предварительный теплообменник и испарители тепловых насосов

V_нп = = 21,1 м³/ч

Расход оборотной воды на градирни

V_г = V_ов – V_нп = 200 – 21,1 = 178,9 м³/ч

Расход воды на отопление

V_o = = 34,3 м³/ч

Расход воды на вентиляцию

V_в = = 23 м³/ч

Тепловая нагрузка разделительного теплообменника

Q_рт = V_гв С_р ρ (t_гв– t_пт) = 17,18 4,19 1000 (55 – 34) / 3600 = 420 кВт
Температура горячей воды в промежуточном контуре конденсаторов и маслоохладителей тепловых насосов на выходе из разделительного теплообменника

t_рт = t_пт + ∆t_нo = 34 + 8 = 42˚С

где ∆t_но – недоохлаждение воды промежуточного контура в разделительном теплообменнике, применяется ∆t_но = 5 … 10 ^оC.

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

V_рт= = 20 м³/ч

Расход воды в промежуточном контуре

V_пк = V_o + V_в + V_рт = 34,3 + 23 + 20 = 77,3 м³/ч
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 V_ин и конденсатора V_кн. 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:

V_нп = (0,7 … 1,05) NV_ин

V_пк = (0,7 … 1,05) V_кн.

На практике возможно несоответствие значений V_нп и V_ин, V_пк и V_кн. Тогда при V_пк< 0,7 V_кн и V_пк > 1,05 V_кн 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 V_ин < V_нп < 0,7 N V_ин рекомендуется соединять испарители в S последовательных ступеней по 2 … 3 параллельно включенных испарителя в каждой ступени и тогда

V_нп = (0,7 … 1,05)N(V_ин/S)
Если V_нп = (0,7 … 1,05) V_ин 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 V_нп < 0,7 V_ин 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 = t_нп - = 24 ^оС

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

t = t - 20 ^оС
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 = t_ох = 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 = t_o = 60 ^оС, t = t

t = t - = 56,6 ^оС

Температура нагреваемой воды промежуточного контура на входе в маслоохладители тепловых насосов

t = t - = 50,2^оС

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 = = 50,2 ^оС

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

∆t_i = _к – _и = 58,3 – 22 = 36,3 ^оС

Максимальное значение этой разности температур соответствует тепловому насосу, который работает в наиболее тяжелых условиях.

5. 
   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 агрегат – фреон.
   
2. 
   Схема теплового насоса.
   
3. 
   Тепловая нагрузка конденсатора Q_к = 308 кВт.
   
4. 
   Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе = 22 ^оC.
   
5. 
   Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе = 58,3 ^оC.
   
6. 
   Температура воды на входе в маслоохладитель t = 47,9 ^оС.
   

Температура кипения и конденсации фреона.

t_и = t₅ = t₆ = - ∆ = 22 – 5 = 17 ^оС

t_к = t₃ = - ∆ = 58,3 – 7 = 51,3 ^оС

где ∆ , ∆ - средние температурные напоры в испарителе и конденсаторе, принимаются: ∆ = 3…5 ^оС, ∆ = 5…7 ^оС.

Давление кипения р_и и давление конденсации р_к находят по известным температурам t_и и t_к с помощью диаграммы, а энтальпию h₆ – по давлению р_и и температуре t₆: Р_и = 0,42 МПа; Р_к= 1,26 МПа; h₆ = 408 кДж/кг

Степень повышения давления в компрессоре

ε = = 3

Температура пара на входе в компрессор

t₁ = t₆ + ∆t_пе = 17 + 30 = 47 ^оС

где ∆t_пе – перегрев пара в регенеративном теплообменнике, применяется ∆t_пе = 25…35 ^оС.

По давлению р_и 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 η_i – 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],

η_i = 0,5925 + 0,0079ε + 0,0045 ε² – 0,00084ε³ =

= 0,5925 + 0,0079 3 + 0,0045 3² – 0,0008 3³ = 0,68

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

t = t + ∆t_м = 50,2 +25 = 75,2 ^оC

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

∆t_м – повышение температуры масла в компрессоре, принимается ∆t_м = 15…35 ^оC

Температура масла на выходе из компрессора составляет t =70…90 ^оС.

Удельный тепловой поток, отводимый рабочего агента в конденсаторе,

q_к = 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/,

Q_м = G (h - h₂) = 13,4 (467 – 458) / 3,6 = 33,5 кВт

Расход масла, подаваемого в компрессор,

V_м = 2,7 м³/ч

где с_м, ρ_м – удельная теплоемкость и плотность масла.

Для условий работы компрессора можно принять: С_м = 2,18 кДж/(кг К),

ρ_м = 830 кг/м³.

Относительный массовый расход масла

g_м = 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]:

g_p= 0,09375 – 0,025ε + 0,0265ε² = 0,09375 – 0,025 3 + 0,02656 3²= 0,23
Расхождение составляет не более 20%, что допустимо.
Мощность электродвигателя для привода компрессора

N= G(h₂ – h₁)/ η_эм =13,4(467- 438)/0,9 = 431,8 кВт

где η_эм – электромеханический КПД, принимается η_эм = 0,9.

Действительная объемная производительность компрессора

V = G ν ₁ = 13,4 0,006 = 80,4 м³/ч

Теоретическая объемная производительность компрессора

V_т= 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 + 0,002 3² – 0,000078 3³ = 0,917
Удельный тепловой поток, подводимый к рабочему агенту в испарителе,

q_и = h₆ – h₅ = 6 кДж/кг
Тепловая нагрузка испарителя

Q_и = Gq_и = 13,4 6 = 80,4 кВт.

Тепловая нагрузка регенеративного теплообменника

Q_рто = G(h₃ – h₄) = 13,4 (444 - 414) = 402 кВт.
Для контроля расчета составляется энергетический баланс установки

Q_и + N η_эм = Q_к + Q_м = 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.

5. 
   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 d_н/d_в = 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 w_мт = 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.

1. 
   Тепловая нагрузка теплообменника Q_пт = 579,8 кВт
   
2. 
   Расход воды в трубном пространстве V_т = V_гв = 17,18 м³/ч
   
3. 
   Расход воды в межтрубном пространстве V_мт = V_нп = 21,1 м³/ч
   
4. 
   Температура воды в трубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t = 5 ^оС и t = 34 ^оС
   
5. 
   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

f_мт = м²
По полученному значению f_мт выбирается типоразмер подогревателя 3-76*2000-Р /табл. II Приложения/, для которого выписываются основные параметры: число трубок n_т = 7, площадь поверхности нагрева секции F_с = 0,65 м², внутренний диаметр корпуса D_в = 69 мм, площадь проходного сечения трубок f_т = 0,00108 м² и межтрубного пространства f_мт = 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

α_т = (1630 + 21 _т – 0,041 ) = (1630 + 21 19,5 – 0,041 19,5^-2) = 15670 Вт/(м² К)

α_мт = (1630 + 21 _мт – 0,041 ) = (1630 + 21 31 – 0,041 31^-2) = 10802 Вт/(м² К)

В этих формулах α_т и α_мт измеряются в Вт/(м² К), w_т и w_мт – в м/с, d_в и d_э – в м, _т и _мт – в ^оС.

Коэффициент теплопередачи

К = β = 0,8 = 163 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(d_н – d_в); λ – коэффициент теплопроводности материала стенок трубок, для латуни принимается λ = 105 Вт/(м•К).
Средний температурный напор

∆ = ^оС

где ∆t_б, ∆t_м – 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.

1. 
   Тепловая нагрузка теплообменника Q_рт = 420 кВт
   
2. 
   Расход воды в трубном пространстве
   

V_т = 17,18 м³/ч

3. 
   расход воды в межтрубном пространстве V_мт = 21,1 м³/ч
   
4. 
   Температура воды в трубном пространстве на входе и выходе из теплообменника
   

t = 34 ^оС и t = 55 ^оС

5. 
   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

f_мт = м²
По полученному значению f_мт выбирается типоразмер подогревателя 6-89х4000-Р /табл.II Приложении/, для которого выписываются основные параметры: число трубок n_т = 12, площадь поверхности нагрева секции F_с = 2,24 м², внутренний диаметр корпуса D_в = 82 мм, площадь проходного сечения трубок f_т = 0,00185 м² и межтрубного пространства f_мт = 0,00287 м².

Эти размеры используются в дальнейших расчетах.
Скорость воды в трубках и между трубками

W_т=

W_мт=

Эквивалентный диаметр межтрубного пространства

d_Э = 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

α_т = (1630 + 21 _т – 0,041 )

=(1630 + 21 44,5 – 0,041 44,5^-2) 12855 Вт/(м² К)

α_мт = (1630 + 21 _мт – 0,041 )

= (1630 + 21 51 – 0,041 51^-2) 2846 Вт/(м² К)

В этих формулах α_т и α_мт измеряются в Вт/(м² К), w_т и w_мт - в м/с, d_в и d_э – 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 (d_н-d_в); λ – коэффициент теплопроводности материала стенок трубок, для латуни принимается λ = 105 Вт/(м •К).
Средний температурный напор

∆ = ^оС

где ∆t_б, ∆t_м – большая и меньшая крайние разности температур между теплоносителями при противоточной схеме их движения.

Площадь поверхности нагрева подогревателя

F = м²

Число секций подогревателя

Z =

5. 
   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.

1. 
   Город, для которого проектируется система водоснабжения: Москва.
   
2. 
   Температура охлажденной оборотной воды t_ох = 20 ^оС.
   
3. 
   Температура теплой оборотной воды t_нп = 38 ^оС.
   
4. 
   Расход оборотной воды на градирни V_г = 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

t_р = t_ж + 0,25 t_макс = 19,3 + 0,25 21,6 = 24,7 ^оС

где t_ж = 19,3 ^оС - среднемесячная температура воздуха в самый жаркий месяц;

t_макс = 21,6 ^оС - средняя максимальная температура в самый жаркий месяц.

Значения t_ж , t_макс, а также относительной влажности воздуха самого жаркого месяца φ_ж = 54%, берутся из табл. III Приложения. С помощью Н, d – диаграммы влажного воздуха по температуре t_ж и относительной влажности φ_ж определяется влагосодержание воздуха d_ж. состояние воздуха для наиболее жарких суток находится по температуре t_р и полученному значению d_ж. для этого состояния воздуха определяется температура мокрого термометра t_м = 15,8 ^оС, которая является теоретическим пределом охлаждения воды в градирне.

Коэффициент эффективности градирни

η_г =
Для вентиляторных градирен η_г = 0,75 … 0,85.

Удельная тепловая нагрузка на единицу площади фронтального сечения градирни
q_F= g_FС_р(t_нп – t_ох) = 2 4,19 (38 - 20)= 150,8 кВт/м²

где g_F – удельная гидравлическая нагрузка, отнесенная к площади фронтального сечения градирни, для вентиляторных градирен в номинальном режиме работы g_F = 1,5 … 2,8 кг/(м²•с).

Тепловой поток, отводимый от воды в градирнях,

Q_г = V_г С_р (t_нп – t_ох) = 0,0496 10³(38 – 20) = 3741 кВт.

Необходимая суммарная площадь фронтального сечения градирен

ΣF_ф = м²

По полученному значению ΣF из табл. IVПриложения выбирается градирня: секционная, количество секций – 3, расположение вентилятора – нижнее, площадь фронтального сечения F_ф = 24 м², массовый расход воды G_г = 66,6 кг/с и рассчитывается число градирен

n_г =

Устанавливается пять градирен марки ГПВ – 320.

Удельная гидравлическая нагрузка выбранных градирен в расчетном режиме

g_F =

Полученное значение целесообразно сравнить со значением удельной гидравлической нагрузки выбранной градирни в номинальном режиме

g_FH =