Расчетная часть

 

2.1. Требования к пояснительной записке

Материал, включаемый в пояснительную записку, должен быть конкретным, обработанным и систематизированным. Не следует при­водить материал обзорного характера, справочные данные из лите­ратурных источников должны даваться в минимально необходимом объе­ме. Общеизвестные методики расчета и определения величин излагать не следует, достаточно на них сослаться в тексте.

Пояснительная записка должна включать титульный лист, задание на курсовой проект, содержание, введение, основную часть, заклю­чение, список использованных источников, приложения /при необхо­димости/.

В содержании перечисляются все заголовки разделов и подразделов, имеющихся в пояснительной записке, с указанием номера стра­ницы начала соответствующего раздела и подраздела.

Во введении необходимо выполнить краткий анализ систем технического водоснабжения промпредприятий, показать преимущества оборотных систем, сделать сравнение охлаждающих устройств систем оборотного водоснабжения, показать возможность применения тепло­вых насосов для использования теплоты оборотной воды.

 

 

Таблица 1

Пара-метры	Варианты и исходные данные

Последняя цифра шифра студента

tнп , 0С
Qгв, кВт
Qо, кВт
Qв, кВт

Предпоследняя цифра шифра студента

Vов,м3/ч
Город	Волгоград	Тверь	Са-мара	Санкт-Петер-бург	Мо-сква	Ростов на Дону	Орск	Во-логда	Рязань	Сара-тов

 

Основная часть записки включает следующие разделы: составление функциональной схемы системы водоснабжения, расчет режима работы теплонасосной установки и выбор тепловых насосов, выбор схем включения испарителей и конденсаторов тепловых насосов, расчет термодинамического цикла теплового насоса, расчет и под­бор теплообменников, градирен, трубопроводов и насосов, разработка принципиаль-ной схемы системы водоснабжения, компановка оборудования теплонасосной установки, расчет показателей экономичности.

В заключении необходимо привести анализ полученных результатов, их соответствие заданию на курсовой проект, отметить энергетичес­кую эффективность применения тепловых насосов.

В приложениях рекомендуется помещать повторяющиеся расчеты по одной и той же методике, представленные в табличной форме, а также распечатки с ЭВМ.

Текст пояснительной записки делится на разделы и подразделы. Каждый раздел должен начинаться с новой страницы. Разделы и под­разделы должны иметь краткие, содержательные заголовки.

В начале каждого раздела и подраздела рекомендуется давать краткое описание выполняемой в нем работы в виде формулировки сути методики или подхода к решению поставленной задачи.

Порядок изложения расчетов должен иметь определенную последовательность: эскиз или схема рассчитываемого элемента или уст­ройства, данные для расчета, задача расчета с указанием, что тре­буется определить при расчете, условия расчета, расчет и заклю­чение /технические характеристики выбранного оборудования/.

В формулах в качестве символов следует применять обозначе­ния, установленные соответствующими стандартами. Все расчеты про­изводятся в Международной системе единиц /СИ/.

Ниже приводится методика проектирования системы технического водоснабжения промпредприятия с теплонасосной установкой.

 

2.2. 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 теплоты 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. 2.1 Приложения 2. Эти тепловые насосы выполнены по регенеративной схеме и состоят из маслозаполненного винтового компрессора с электродвигателем, конденсатора, испарителя, 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 от 100 % до 40%. Точность поддержания температуры нагреваемой воды ±1 ⁰С. 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 фильтры 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.

Составленная 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.1 приведена функциональная схе­ма энергосберегающей системы технического водоснабжения промпредприятия с наиболее полным использованием теплоты оборотной воды, на рис. 2 - диаграмма P-h процесса.

Теплая 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 и 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 НЗ. 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 испаритель 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 компрессоре 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 компрессор. Поскольку в теп­ловом насосе применяется винтовой маслозаполненный компрессор, охлаждение масла производится в маслоохладителе МО водой промежуточного контура.

 

 

Рис. 1

Рис. 2

 

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.

Исходные данные для расчета включают данные, приведенные в п.1.2, а также функциональную схему системы водоснабжения и тип 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.

Расчет выполняется в следующей последовательности. Объемный расход воды на горячее водоснабжение

,

где с,r - удельная теплоемкость и плотность воды.

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

Тепловая нагрузка предварительного теплообменника

Теплопроизводительность теплонасооной установки

Q=Q₀+ Q_в+ Q_гв.

 

Количество рабочих тепловых насосов

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.

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

Тепловая нагрузка конденсатора в расчетном режиме

 

Q_к=Q_км - Q_мн.

Тепловая нагрузка испарителя в расчетном режиме

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

Расход оборотной воды через предварительный теплообменник и испарители тепловых насосов

Расход оборотной воды на градирни

V_г=V_ов-V_нп.

Расход воды на отопление

.

 

Расход воды на вентиляцию

.

Тепловая нагрузка разделительного теплообменника

Q_рт=V_гвс× r ×(t_гв-t_пт).

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

t_рт= t_пт+D t_но,

где Dt_но - недоохлаждение воды промежуточного контура в разделительном теплообменнике, принимается D t_но= 5...10⁰С.

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

Расход воды в промежуточном контуре

V_пк=V₀+V_в+V_рт.

 

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 аген­та 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 агента во всех испарителях.

Возможность оптимального соединения ограничена необходимостью обеспечения требуемых по техническим характеристикам тепло­вых насосов номинальных расходов воды через испаритель V_ин и конденсатор 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<0,7V_кн и V_пк>1,05V_кн используется байпасная линия. При этом в первом случае разделе­ние потока осуществляется после выхода из конденсатора послед­него теплового насоса по ходу нагреваемой воды, а во втором - перед входом в конденсатор первого теплового насоса.

При 1,05V_ин<V_нп<0,7NV_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<0,7V_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

,

Температура охлаждаемой воды на выходе из -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.

i=1,...,N-1.

Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой во­ды производится в соответствии с условием

.

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

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.

 

2.5. 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 агент.

2. Схема теплового насоса.

3. Тепловая нагрузка конденсатора Q_к.

4.Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе

5.Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе .

6. Температура воды на входе в маслоохладитель .

Термодинамический цикл теплового насоса в p, диаграмме приведен на рис.2. Низкопотенциальная теплота охлаждаемой воды в испарителе воспринимается фреоном в процессе кипения 5-6. Об­разовавшийся пар отсасывается компрессором. В регенеративном теплообменнике пар перегревается в процессе 6-1. Сжатие в винто­вом масло-заполненном компрессоре представляется процессом 1-2. Сначала происходит сжатие пара (процесс 1 - 2²), затем - отвод теплоты от рабочего агента впрыскиваемым маслом (процесс 2²-2). Сжатие в идеальном компрессоре изображается изоэнтропным процес­сом 1 - 2'. Из компрессора перегретый пар поступает в конденсатор, где конденсируется /процесс 2 - 3/, отдавая теплоту конденсации нагреваемой воде. После охлаждения в регенеративном теплообмен­нике /процесс 3 - 4/ жидкий фреон поступает в терморегулирующий вентиль, в котором происходит изоэнтальпийный процесс дросселиро-вания 4 - 5. Затем цикл повторяется.

Построение цикла в p,h - диаграмме и его расчет выполняется в следующей последовательности /p,h -диаграмма для R-12 приведена в работах [2,3]/. Температуры кипения и конденсации фреона

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

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,

Степень повышения давления в компрессоре

Температура пара на входе в компрессор

t₁= t₆+Dt_пе,

где Dt_пе- перегрев пара в регенеративном теплообменнике, принимается Dt_пе= 25...35 ⁰С.

По давлению p_и и температуре t₁ при помощи диаграммы определяется энтальпия h₁ и удельный объем всасываемого фреона n₁.

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

h₄= h₃+ h₆- h₁.

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

Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре

,

где h_i- внутренний КПД компрессора; h¢₂ - энтальпия пара фреона в конце идеального изоэнтропийного процесса сжатия в компрессоре.

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

h_i=0,5925+0,0079e+0,0045e²-0,00084e³

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 t²_м, которая составляет

t²_м=t¢_м+Dt_м,

где t¢_м - температура масла на входе в компрессор, принимается t¢_м= t¢_м0; Dt_м- повышение температуры масла в компрессоре, принимается Dt_м=15...35 ⁰С.

Температура масла на выходе из компрессора составляет t²_м=70... 90 ⁰С.

Удельный тепловой поток, отводимый рабочего агента в кон­денсаторе,

q_k=h₂-h₃.

Расход рабочего агента, циркулирующего в тепловом насосе,

.

Тепловой поток, отводимый маслом от рабочего агента /тепловая нагрузка маслоохладителя/,

Q_м=G(h²₂ - h₂).

Расход масла, подаваемого в компрессор,

,

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

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

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 [4]:

g_р= 0,09375 - 0,025e + 0,02656e².

Если расхождение составляет более 20 %, то расчет следует повторить при уточненном значении Dt_м.

Удельная внутренняя работа компрессора

.

Внутренняя мощность компрессора

.

Мощность электродвигателя для привода компрессора

,

где h_эм - электромеханической КПД, принимается h_эм= 0,9.

Действительная объемная производительность компрессора

V=Gn₁.

Теоретическая объемная производительность компрессора

V_т=V/l.

Коэффициент подачи определяется из зависимости

l = 0,997 - 0,032e + 0,002e²- 0,000078e³.

Удельный тепловой поток, подводимый к рабочему агенту в испарителе,

q_и=h₆-h₅.

Тепловая нагрузка испарителя

Q_и=Gq_и.

Тепловая нагрузка регенеративного теплообменника

Q_рто=G(h₃-h₄).

Для контроля расчета составляется энергетический баланс установки

Q_и+N_i=Q_к+Q_м.

 

Невязка приходной и расходной частей баланса не должна превышать 8 %.

Коэффициент трансформации

 

.

Полученные значения теоретической объемной производительности компрессора и мощности электродвигателя сравниваются с паспортными характеристиками выбранных тепловых насосов. В результате делается вывод о возможности работы компрессоров в заданном расчетном режи­ме.

Если тепловая нагрузка испарителя теплового насоса, получен­ная в результате расчета термодинамического цикла, отличается от вычисленной в П.2.3 более чем на 10 %, то производится уточ­нение расхода оборотной воды через испарители тепловых насосов и на градирни.

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.

2.6. 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 типоразмера секции подогревателя, расчет количества секций Z.

Исходные данные для расчета.

1. Тепловая нагрузка теплообменника Q.

2. Расход воды в трубном пространстве V_т.

3. Расход воды в межтрубном пространстве V_мт.

4. Температура воды в трубном пространстве на входе и выход из теплообменника t¢_т и t²_т.

5. Температура воды в межтрубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t¢_мт и t²_мт.

Расчет выполняется как для предварительного, так и для разделительного теплообменников в следующей последо-вательности.

Для принятой скорости воды в межтрубном пространстве оцени­вается площадь проходного сечения межтрубного пространства

По порученному значению f_мт выбирается типоразмер подогревателя /табл. II Приложения/, для которого выписываются основные параметры: число трубок n_т, площадь поверхности нагрева секции F_с, внутренний диаметр корпуса D_в, площадь проходного сечения трубок f_т и межтрубного пространства f_мт. Эти размеры используются в дальнейших расчетах.

 

Скорость воды в трубках и между трубками

.

Эквивалентный диаметр межтрубного пространства

.

Средняя температура воды в трубках и между трубками

,

.

Коэффициенты теплоотдачи на поверхностях стенок в трубном и межтрубном пространствах

,

В этих формулах a_т и a_мт измеряются в Вт /(м²×К), w_т и w_мт - в м/с, d_в и d_э - в м, и - в ⁰С.

Коэффициент теплопередачи

,

где b- коэффициент, учитывающий снижение коэффициента теплопередачи из-за наличия накипи и загрязнения поверхности трубок, принимается b=0,8; d- толщина стенки трубки, d=0,5(d_н-d_в); l- коэффициент теплопроводности материала стенок трубок, для латуни принимается

l=105 Вт /(м×К).

Средний температурный напор

,

где Dt_б, Dt_м - большая и меньшая крайние разности температур между теплоносителями при противоточной схеме их движения.

Площадь поверхности нагрева подогревателя

.

Число секций подогревателя

.

2.7. 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.

2. Температура охлажденной оборотной воды t_ох.

3. Температура теплой оборотной воды t_нп.

4. Расход оборотной воды на градирни V_г.

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+0,25t_макс,

где t_ж - среднемесячная температура воздуха в самый жаркий месяц; t_макс- средняя максимальная температура в самый жаркий месяц.

Значения t_ж, t_макс, а также относительной влажности возду­ха самого жаркого месяца j_ж, берутся из табл. III Приложения. С по­мощью H, d- диаграммы влажного воздуха по температуре t_ж и отно­сительной влажности j_ж определяется влагосодержание воздуха d_ж. Состояние воздуха для наиболее жарких суток находится по температуре t_p и полученному значению d_ж. Для этого состояния воздуха определяется температура мокрого термометра t_м, которая является теоретическим пределом охлаждения воды в градирне.

Коэффициент эффективности градирни

.

Для вентиляторных градирен h_г= 0,75...0,85.

Удельная тепловая нагрузка на единицу площади фронтального сечения градирни

,

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

Тепловой поток, отводимый от воды в градирнях,

Необходимая суммарная площадь фронтального сечения градирен

По полученному значению SF и табл. IV Приложения выбирается конструкция, марка или количество секций градирни, площадь фрон­тального сечения F_ф, массовый расход воды G_г и рассчитывается число градирен

Удельная гидравлическая нагрузка выбранных градирен в расчетном режиме

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

2.8. Расчет диаметров трубопроводов и подбор насосов

 

Задачей расчета является определение диаметров и выбор по сортаменту всех трубопроводов воды как внутренних, так и внешних, соединяющих теплонасосную установку и градирни с потребителями, а также подбор насосов Н1...Н4 /см. рис.1/ и насосов байпасных линий. При подборе насосов полагается, что длина внутренних трубопроводов пренебрежимо мала по сравнению с длиной внешних трубопроводов, а напор, развиваемый насосами, определяется снижением напора, во внешних трубопроводах и требуемым напором у потребителя.

Исходные данные для расчета.

1. Объемный расход воды по участкам V.

2. Расстояние до потребителей , принимается =50...100м.

3.Требуемый напор у потребителя H_тр, принимается: H_тр=15...20м - для систем низкотемпературного отопления и вентиляции, H_тр=10...15м - для систем горячего водоснабжения, Н_тр= 25...35м - для технологических потребителей охлажденной оборотной воды.

При подборе трубопровода вначале задаются значениями скоростей воды: во всасывающая трубопроводе w_вс= 1...1,5 м/с, в нагнетательном w_наг= 1,5...2,5 м/с. Для каждого участка трубопровода оценивается внутренние диаметр трубопровода

,

Полученный внутренний диаметр трубы округляется до ближайшего стандартного размера /табл. 2.5 Приложения 2/. По выбранному диа­метру трубы уточняется скорость воды

.

Напор, развиваемый насосом,

H= (1,2...1,3)H_пр+Н_тп,

где Н_пр - снижение напора на прямых участках трубопровода.

Числовой коэффициент в формуле учитывает снижение напора на местных сопротивлениях.

Снижение напора на прямых участках

,

где l - коэффициент сопротивления трения.

Для турбулентного режима течения

,

где Re - число Рейнольдса; К_э - абсолютная эквивалентная шерохова­тость стенки трубопровода.

Для стальных трубопроводов в условиях нормальной эксплуата­ции /с незначительной или умеренной коррозией/ К_э=0,2...0,4 мм.

По значениям объемного расхода и напора подбираются центро­бежные насосы консольного типа /табл.VI Приложения/.

Для обеспечения бесперебойной работы системы оборотного водос­набжения и теплонасосной установки в группе насосов Н2 следует предусматривать три-четыре насоса с одинаковой подачей, один из которых является резервным, в остальных случаях - один рабочий и один резервный насос.

Для проверки возможности использования комплектного электродвигателя насоса рассчитывается потребная мощность электродвигателя

,

где V_н - объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме; h_н -КПД насоса /см. табл.VI Приложения/;h_эд-КПД электродвигателя, рав­ный 0,8...0,9.

 

 

2.9. Разработка принципиальной схемы системы водоснабжения

 

Принципиальная /полная/ схема энергосберегающей системы технического водоснабжения промпредприятия предназначена для того, чтобы дать полное представление о составе оборудования и его взаимном соединении. Схема служит основанием для разработки других конструкторских документов, например, компоновки оборудования.

В соответствии с ранее составленной функциональной схемой изображают все элементы при помощи условных графических изо