Источники и системы теплоснабжения промышленных предприятий

Федеральное агентство по образованию Уральский государственный технический университет – УПИ А. М. Дубинин ИСТОЧНИКИ И СИСТЕМЫ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ ПРОМЫШЛЕННЫХ ПРЕДПРИЯТИЙ Учебное пособие для студентов всех форм обучения Научный редактор - д-р техн. наук, проф. Н. Ф.Филипповский Екатеринбург 2007 УДК 697.34(075.8) ББК 31.35 я 73 В 60 Рецензенты: доц., канд. техн. наук Ю. В. Кузнецов (Инженернопедагогический университет); доц., канд. Техн. Наук С.В.Звягин (Уральская лесотехническая академия). Дубинин А. М. Д 79 Источники и системы теплоснабжения промышленных предприятий: учеб. пособие / А. М. Дубинин. Екатеринбург: УГТУ–УПИ, 2007. 161 с. ISВN 5-274-00523-3 Учебное пособие составлено на основании ГОС специальностей 140104 – Промышленная теплоэнергетика и 140106 – Энергообеспечение предприятий. Представляет собой краткое содержание курса лекций, который читается студентам на 6, 7 и 8 семестрах. Подробно рассмотрены вопросы теплопотребления промышленными предприятиями, гидравлического и теплового расчета тепловых сетей. Приведены тепловые теплоэлектроцентралей, вспомогательного схемы методика оборудования, производственных их расчета и регулирования котельных выбора основного тепловой и и мощности, отпускаемой теплопотребителям. Рассмотрены вопросы энергосбережения в системах теплоснабжения. Пособие предназначено для студентов всех форм обучения специальностей 140104 – Промышленная теплоэнергетика и 140106 – Энергообеспечение предприятий. Библиогр.: 36 назв. Табл. 4. Рис. 34. Подготовлено кафедрой промышленной теплоэнергетики УДК 697.34(075.8) ББК 31.35 я 73 © Уральский государственный ISВN 5-274-00523-3 технический университет-УПИ, 2007 ©А. М. Дубинин, 2007 2 ОГЛАВЛЕНИЕ ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………..…5 1. КЛАССИФИКАЦИЯ ТЕПЛОВОЙ НАГРУЗКИ ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЕЙ……………………………………………………..…6 2. СЕЗОННАЯ НАГРУЗКА ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЕЙ………………………..…7 2.1. Тепловые потери помещения.....…………………………..…………….…...7 2.2. Теплопотеря теплопередачей через наружные ограждения………….…....7 2.3. Теплопотеря инфильтрацией…………………………………………….…..9 2.4.Воздушные тепловые завесы…………………………………………….…..11 2.5. Внутренние тепловыделения в помещении………………………………..12 2.6. Расчет тепловой мощности на вентиляцию помещений………………….13 3. КРУГЛОГОДОВАЯ НАГРУЗКА ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЕЙ……………...…19 3.1. Расчет тепловой мощности на горячее водоснабжение бытовых теплопотребителей…………………………………………………………..19 3.2. Расчет тепловой мощности на горячее водоснабжение промышленными теплопотребителями…………………………………….20 3.3. Расчет тепловой мощности, отпускаемой промышленным паром…….....20 3.4. Расчет тепловой мощности, потребляемой системами кондиционирования воздуха (СКВ)…………………………………….…..21 4. РАСЧЕТ ГОДОВОГО ТЕПЛОПОТРЕБЛЕНИЯ И РСХОДА ТОПЛИВА…...29 4.1. Годовое теплопотребление на отопление и вентиляцию…………………29 4.2. Годовой отпуск теплоты на горячее водоснабжение……………………...30 4.3. Годовой отпуск теплоты с промышленным паром………………………..31 4.4. Годовой расход натурального топлива источником….………………….31 5. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТЕПЛОВЫХ СЕТЕЙ………………………..34 5.1. Расчет паропровода………………………………………………………….34 5.1.1. Предварительный расчет………………………………………………….35 5.1.2. Проверочный расчет……………………………………………………….36 5.2. Расчет водяных сетей………………………………………………...……...41 5.2.1. Предварительный расчет………………………………………………….45 5.2.2. Проверочный расчет……………………………………………………….46 5.3. Тепловой расчет магистральной тепловой сети…………………...………55 5.3.1. Расчет мощности тепловых потерь теплопроводом……………...……..55 5.3.2. Расчет толщины тепловой изоляции……………………………………..55 6. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ УДАР В ВОДЯНЫХ ТЕПЛОВЫХ СЕТЯХ………….56 7. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ТРУБОПРОВОДОВ ТЕПЛОВЫХ СЕТЕЙ…….57 8. РАСЧЕТ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО РЕЖИМА ВОДЯНЫХ ТЕПЛОВЫХ СЕТЕЙ……………………………………………………………..59 8.1. Закрытые водяные тепловые сети…………………………………………..59 8.2. Открытые водяные тепловые сети……………………………………….....64 8.3. Расчет потокораспределения в сети, питаемой от нескольких источников………………………………………………………………..….65 3 9. ОБОРУДОВАНИЕ И НАЗНАЧЕНИЕ ЦЕНТРАЛЬНЫХ ТЕПЛОВЫХ ПОДСТАНЦИЙ (ЦТП) И ИНДИВИДУАЛЬНЫХ ТЕПЛОВЫХ ПУНКТОВ (ИТП)………………………………………………………………...68 9.1. Закрытые системы теплоснабжения………………………………………..69 9.2. Открытые системы теплоснабжения…………………………...…………..71 10. РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ТЕПЛОВЫХ ПОТЕРЬ ВНУТРИКВАРТАЛЬНЫМИ ТЕПЛОВЫМИ СЕТЯМИ………………….….72 11. СНБЖЕНИЕ ХОЗЯЙСТВЕННО-ПИТЬЕВОЙ И ТЕХНИЧЕСКОЙ ВОДОЙ БЫТОВЫХ И ПРОМЫШЛЕННЫХ ПОТРЕБИТЕЛЕЙ………..…78 12. ИСТОЧНИКИ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЕЙ………………………………………………………84 12.1. Производственные и отопительные котельные…………………………..84 12.1.1. Котельные с паровыми котлами………………………………………...84 12.1.2. Водогрейная котельная…………………………………………………..91 12.1.3. Котельная с паровыми и водогрейными котлами……………………...97 12.1.4. Выбор основного и вспомогательного оборудования……...………….99 12.1.5. Энергетическая эффективность централизации теплоснабжения…..105 12.2. Промышленные теплоэлектроцентрали (ТЭЦ)…………………………107 13. РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕПЛОВОЙ МОЩНОСТИ, ОТДАВАЕМОЙ ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЮ ОТ ИСТОЧНИКА ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ……...135 14. ТОПЛИВОПОДАЧА И ЗОЛОШЛАКОУДАЛЕНИЕ……………………….139 15. МЕТОДЫ И СРЕДСТВА ЭКОНОМИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ РЕСУРСОВ В СИСТЕМАХ ЦЕНТРАЛИЗОВАННОГО ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ……….143 Библиографический список………………………………………………………159 4 ВВЕДЕНИЕ Дисциплина «Источники и системы теплоснабжения промышленных предприятий» предусматривает научить студента рассчитывать мощность тепловых потерь в окружающую среду зданиями и сооружениями теплопотребителей; прокладывать тепловые сети, по которым производится транспортирование тепловой энергии, необходимой для компенсации тепловых потерь зданиями теплопотребителей; рассчитывать тепловую изоляцию тепловых сетей; рассчитывать тепловые схемы источников теплоснабжения и выбирать оборудование; рассчитывать и выбирать оборудование центральных тепловых подстанций (ЦТП) и индивидуальных тепловых пунктов. Принципиальная схема, включающая источники и системы теплоснабжения теплопотребителей показана на рис. 1.1. Схема включает в себя 1 − теплопотребители. Это здания и сооружения, к которым требуется подводить тепловую мощность на отопление Qо, вентиляцию Qв, горячее водоснабжение Qгвс, промышленные цели Qп, кондиционирование воздуха Qконд; 2 – центральные тепловые подстанции и 2а – индивидуальные тепловые пункты, предназначенные для экономии затрат на привод сетевых насосов на источнике теплоснабжения; 3 – магистральные тепловые сети; 4 − внутриквартальные тепловые сети; 5 – паровые тепловые сети; 6 − конденсатопровод для полного или частичного возврата конденсата от теплопотребителя к источнику теплоснабжения; 7 – источники теплоснабжения теплопотребителей. К источникам водогрейные и теплоснабжения пароводогрейные); относятся котельные теплоэлектроцентрали (паровые, (ТЭЦ); теплоиспользующие установки вторичных энергетических ресурсов; тепловые насосы; геотермальные станции; гелиостанции. 5 Рис. 1.1. Принципиальная схема источников и систем теплоснабжения теплопотребителей. 1 – теплопотребители; 2, 2а – центральные тепловые подстанции и индивидуальные тепловые пункты; 3 – магистральные тепловые сети; 4 – внутриквартальные (распределительные) тепловые сети; 5 – паровые тепловые сети; 6 – конденсатопровод; 7 – источники теплоснабжения теплопотребителей (котельные, ТЭЦ и другие), где сжигается органическое топливо; 8 – ответвление от магистральной тепловой сети. 1. КЛАССИФИКАЦИЯ ТЕПЛОВОЙ НАГРУЗКИ ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЕЙ Тепловая нагрузка теплопотребителей делится на два вида: сезонная и круглогодовая. К сезонной нагрузке относится отопительная и вентиляционная. Она переменна в течение отопительного сезона и зависит только от температуры наружного воздуха. Она начинается для бытовых потребителей тогда, когда 6 температура наружного воздуха становится ниже + 8°С в течение трех суток подряд и заканчивается, когда температура становится больше + 8°С в течение трех суток подряд. Для промышленных предприятий отопительный сезон начинается тогда, когда мощность внутренних тепловыделений в цехах становится меньше мощности тепловых потерь в окружающую среду цехами, и заканчивается, когда мощность внутренних тепловыделений становится больше мощности тепловых потерь при некоторой температуре наружного воздуха. К круглогодовой нагрузке относятся горячее водоснабжение, промышленное пароснабжение и кондиционирование воздуха. Перечисленные тепловые нагрузки обеспечиваются в течение всего года независимо от времени года. 2. СЕЗОННАЯ НАГРУЗКА ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЕЙ 2.1. Тепловые потери помещения Случай, когда известно назначение и объем помещения. Мощность тепловых потерь, кВт, в помещении рассчитывается так: Qо = Qт + Qи , где Qт – мощность тепловыой потери через наружные ограждения теплопередачей, кВт; Qи – мощность тепловой потери, кВт, инфильтрацией (проникновение холодного воздуха в помещение через неплотности). Разберем каждый член этой суммы по отдельности. 2.2. Теплопотеря теплопередачей через наружные ограждения Ориентировочно мощность тепловой потери, кВт, теплопередачей через наружные ограждения можно определить так [6]: Qтmax = qoβ tV (t в − t н′ )10 −3 , 7 где qo – удельная тепловая потеря здания, Вт / (м3⋅К), берется из таблицы [1, 6] для расчетной температуры наружного воздуха t н∗ = −30 o С . Если расчетная температура наружного воздуха t н′ отличается t н∗ = −30 o С , то вводится поправочный коэффициент: β t = 0,54 + 22 t в − t н′ V – объем помещения, м3, по наружному обмеру; t ′н – расчетная температура наружного воздуха, °С. Она разная для различных климатических поясов. Это средняя температура наиболее холодных пятидневок из восьми наиболее холодных зим за пятидесятилетний период. Находится из таблицы [1, 33]. t в – расчетная температура, °С, внутри помещений. Согласно [31, 32] оптимальная (расчетная) температура внутри жилых, общественных и административно-бытовых помещений принимается 20 - 22°С (допускается принимать 18 - 22°С). Оптимальная температура в производственных помещениях зависит от категории работ: при легкой работе принимается t в =21 - 24°С при средней тяжести от 17 до 20°С, при тяжелой работе 16 - 18°С (допускается от 13 до 19°С) [3]. При известных размерах помещения удельная тепловая потеря, Вт / (м3⋅К), рассчитывается из выражения [2] 1 ⎧P ⎫ qо = 1,08⎨ [K н.с + d (K о.к + K н.с )] + (0,9 K п.т + K п.л )⎬ h ⎩S ⎭ где Р, h – периметр (в плане) и высота помещения, м; S – площадь ( в плане), занимаемая помещением, м2; d – доля остекления помещения равна отношению площади оконных проемов к площади боковых стен; Кн.с; Ко.к; Кп.т; Кп.л – коэффициенты теплопередачи через наружные стены, оконные проемы, потолок, пол, Вт / (м2⋅К), соответственно. В упомянутые коэффициенты теплопередачи входят термические сопротивления ограждающих конструкций – Δ / λ (Δ – толщина, м; λ – коэффициент теплопроводности, Вт / (м2⋅К), 8 материала ограждения. Следовательно, чем больше толщина стен и меньше коэффициент теплопроводности, тем меньше и тепловая потеря зданием в окружающую среду. Поэтому, наложение на стены зданий тепловой изоляции является эффективным способом уменьшения тепловой потери. 2.3. Теплопотеря инфильтрацией Qи – мощность теплопотери инфильтрацией, кВт. Инфильтрация – проникновение холодного воздуха в помещение через неплотности (щели). Qи – зависит от разности плотностей (температур) воздуха снаружи и внутри помещения, высоты помещения (или расстояния между этажами), площади щелей, динамического напора ветра. Перепад давления, Па, создаваемый разностью плотностей ρн наружного (холодного) и ρв внутреннего (теплого) воздуха и динамическим напором ветра – wв, м / с, равен: wв2 (ρ н − ρ в )gh + ρ н . 2 С другой стороны, этот перепад давления переходит в кинетическую энергию воздуха, попадаемого в помещение через неплотности: wи2 ξ ρн , 2 где ρн, ρв – плотности наружного и внутреннего воздуха, кг / м3; g – ускорение свободного падения равно 9,8 м / с2; h – высота здания, м; ξ – коэффициент местного сопротивления щелей (открытых дверей); wи – скорость воздуха, попадающего в помещение, м / с, инфильтрацией. Исходя из закона сохранения энергии, напишем равенство: wв2 wи2 (ρ н − ρ в )gh + ρ н = ξ ρ н , 2 2 из которого найдем wи: 9 wи = h 2 g (ρ н − ρ в ) + wв2 ξρ н Имея ввиду, что ρв / ρн = Тн / Тв запишем окончательное выражение для wи, м/с: wи = 2 gh ⎛ Т н ⎞ ⎜⎜1 − ⎟⎟ + wв2 , ξ ⎝ Тв ⎠ где Тн, Тв – температуры наружного и внутреннего воздуха, К; 1 = μ∗ – ξ коэффициент расхода воздуха (μ∗ = 0,1 - 0,05). Запишем максимальную мощность тепловой потери, кВт, инфильтрацией: Qиmax = wи ρ н Fщ Св (t в − t н′ ) , где Fщ – площадь щелей в здании, м2; Св – удельная теплоемкость воздуха, кДж / (кг⋅К); tв и tн – температуры внутреннего и наружного воздуха, °С. Итак, максимальная мощность, кВт, тепловых потерь зданием: Q max о где max и max т Q Q ρ н Fщ Св (t в − t н′ ) = =Q 1 ξ qoβ tV (t в − t н′ )10 −3 max т +Q max и =Q max т ⎛ Qиmax ⎞ ⎜⎜1 + max ⎟⎟ , ⎝ Qт ⎠ ⎛ Т′ ⎞ 2 gh⎜⎜1 − н ⎟⎟ + wв2 ⎝ Тв ⎠ называется коэффициентом инфильтрации и обозначается μ. В последнем выражении коэффициент ρ н Fщ Св 1 ξ qoβ tV 10 −3 называется «постоянная инфильтрации», обозначается буквой «в» и измеряется в с / м. Окончательно запишем: ⎛ Т′ ⎞ μ = в 2 gh⎜⎜1 − н ⎟⎟ + wв2 . ⎝ Тв ⎠ 10 Для зданий, сложенных из железобетонных конструкций в = (35 - 40)10-3, для кирпичных зданий в = (8 - 10)10-3, с / м. Итак, мощность тепловых потерь, кВт, зданием равна: Qоmax = Qтmax (1 + μ ) . 2.4. Воздушные тепловые завесы Для уменьшения тепловой потери инфильтрацией в отапливаемом здании делают тамбуры с воздушными тепловыми завесами. Для этого над дверным проемом или под ним ставят воздушный калорифер, обогреваемый сетевой горячей водой или электрообогревателями, вентилятор с электроприводом, воздушные короба для раздачи воздуха. Воздух забирается вентилятором из помещения. Массовый расход холодного наружного воздуха, кг / с, проникающего в помещение через открытые дверные проемы, определяется из выражения Gи = Кρ н Fдв wи , где wи – скорость наружного воздуха, м / с, попадающего в помещение инфильтрацией (выражение встречалось ранее); Fдв – площадь открытого дверного проема, м2; К – коэффициент, зависящий от частоты открывания входной двери – n чел / час, типа дверей (одинарные, двойные, тройные), от места забора воздуха (снаружи или из помещения). Так, по данным [4] при n = 600; 1000; 1500,чел / час, в тамбуре двойные двери, К = 0,21; 0,38; 0,54, соответственно. Для определения расхода нагретого воздуха, выходящего из калорифера на воздушную завесу, составим уравнение теплового баланса для точки смешения наружного воздуха, воздуха, выходящего из калорифера, и смешанного воздуха с температурой, равной внутренней tв: Gи Св t н + Gз С в t ∗ = (Gз + Gи )С в t в . Из последнего выражения получим расход воздуха, кг / с, вытекающего из калорифера: 11 Gз = Gи где t∗ – температура нагретого tв − tн , t ∗ − tв воздуха на выходе из калорифера (принимается 50°С). По расходу воздуха и гидравлическому сопротивлению воздушного тракта выбирают вентилятор с электроприводом к нему. Тепловая мощность, кВт, потребляемая калорифером из тепловой сети для подогрева воздуха, идущего на завесу, определяется из выражения Qз = Gз (t ∗ − t в ) . 2.5. Внутренние тепловыделения в помещении Мощность внутренних тепловыделений, кВт, Qв.т зависит от количества, тепловой мощности бытовых приборов и промышленных установок, размещенных в помещении K Qвт = ∑ mi Qi K o , 1 где mi – количество, шт, однотипных приборов; Qi – мощность тепловыделений от прибора, кВт, (определяется из паспорта прибора); Ко – коэффициент одновременности работы приборов; К – количество групп однотипных приборов. Мощность внутренних тепловыделений принимается для термических и кузнечных цехов Qв.тmax = (0,3 - 0,5) Qоmax , для сталелитейных, чугунолитейных и меднолитейных цехов Qв.т = (0,5-0,75) Qоmax . Мощность внутренних тепловыделений необходимо учитывать при расчете мощности тепловых потерь зданием. Qоmax = Qтmax (1 + μ ) − Qв.тmax = Qтmax (1 + μ ) , 1 + qв.т где qв.т – удельные внутренние тепловыделения, равны Qв.тmax /Qоmax . 12 Напишем окончательное выражение для расчета максимальной мощности тепловых потерь, кВт, обогреваемого помещения: Qоmax = qoβ tV (t в - t н′ ) 1+ μ 10 −3 . 1 + qв.т Все условные обозначения встречались ранее. Для поддержания температуры внутри помещения tв на постоянном уровне необходимо подвести к зданию тепловую мощность, равную мощности тепловых потерь зданием при любой наружной температуре от источника теплоснабжения посредством тепловых сетей. В каждом отапливаемом помещении размещают водяные системы отопления с установкой чугунных или стальных радиаторов типа «Комфорт20», «Универсал-С» с «воздушниками» на верхних этажах, кранами и дренажами на стояках в подвальном помещении. В больших помещениях (спортивные залы, промышленные цеха) размещают воздушные системы отопления с полной или частичной рециркуляцией, включающие калориферы, вентиляторы, воздушные короба. Тип и мощность прибора выбирают из [2]. 2.6. Расчет тепловой мощности на вентиляцию помещений Рассмотрим случай с известными избыточными тепло- и влаговыделениями внутри помещения - ΔQв.т и ΔGвл, кВт и кг / с, соответственно. Прямоточная схема, когда воздух забирается зимой снаружи помещения, нагревается в калорифере, вдувается в помещение, забирает внутренние избыточные тепло- и влаговыделения и выбрасывается весь на улицу. Заданными считаются следующие параметры: ϕв и tв – относительная влажность и температура внутри помещения (определяется санитарными нормами и правилами). ϕв = 40 – 60 %; tв = 16 24°С [2]. 13 ϕн, tн – относительная влажность и температура наружного воздуха. Берутся из [5] для заданного климатического района. Необходимо определить расход и параметры приточного воздуха в помещение, мощность, забираемую калорифером для подогрева воздуха. Для решения поставленной задачи используем диаграмму I - d для влажного воздуха. Построение показано на рис. 2. Построение процесса: 1. По ϕн и tн на диаграмме I - d находим их пересечение. Получаем т. 1. Выписываем параметры I1, d1. 2. По параметрам ϕв и tв находим т. 3. Выписываем параметры I3, d3. 3. Рассчитываем угловой коэффициент луча процесса в помещении − ε, кДж / кг, ε = ΔQвт / ΔGвл . 4. Находим на диаграмме отрезок ε∗ с значением ε, полученным в п. 3. Из т. 3 проводим луч параллельно ε∗ до пересечения с линией d1 = const. Получим т. 2. Выписываем параметры I2, d2 = d1. Процесс 1 - 2 – нагрев воздуха в калорифере (процесс d1 = const). Процесс 2 - 3 – нагрев и увлажнение воздуха за счет внутренних избыточных тепло- и влаговыделений. Определим расход приточного воздуха, кг / с, ΔGвл 10 3 ΔQвт . Gпр = = d3 − d 2 I3 - I 2 Тепловая мощность, кВт, забираемая калорифером для подогрева воздуха Qк = Gпр (I 2 − I 1 ). 14 Рис.2.1. Построение процесса подготовки воздуха для вентиляции и процесса в помещении. 1 - 2 – процесс подогрева воздуха в калорифере; 2 - 3 – процесс нагрева и увлажнения воздуха за счет избыточных тепло- и влаговыделений в помещении; tпр – температура приточного воздуха, С Рассмотрим случай, когда вентиляция работает с рециркуляцией. При рециркуляции часть теплого воздуха из помещения подается на всас вентилятора, смешивается с наружным воздухом, после чего нагревается в калорифере и поступает на вентиляцию в помещение. Назначение рециркуляции – экономия тепловой энергии. Исходные параметры те же самые, какие были при прямоточной схеме вентиляции. Добавляется понятие «степень рециркуляции» – R. R – оно равно отношению расхода воздуха, забираемого на рециркуляцию из помещения к расходу приточного воздуха. Требуется рассчитать расход приточного воздуха с рециркуляцией и мощность, подводимую к калориферу для подогрева воздуха. Построение процесса представлено на рис. 2.2. 15 Построение процесса: 1. На диаграмме I - d находим точку пересечения tн и ϕн, т. е. т. 1. 2. По tв и ϕв находим точку 2. 3. Соединяем т. 1 и т. 2 прямой линией и замеряем длину отрезка l1-2. 4. Находим длину отрезка l2-3 = l1-2(1-R), откладываем его из т. 2. Получаем т. 3. 5. Из т. 2 проводим луч ε параллельно лучу ε∗ до пересечения с линией d3 = const. Получаем т. 4. 6. Во всех точках снимаем и выписываем параметры I и d. Процессы 1 - 3, 2 - 3 – смешение наружного воздуха и забираемого из помещения на рециркуляцию; 3 - 4 – подогрев смеси в калорифере; 4 - 2 – процесс нагрева и увлажнения воздуха в помещении. Рис. 2.2. Построение процесса вентиляции в помещении при наличии рециркуляции. 1 - 3, 2 - 3 – процесс смешения наружного воздуха и отбираемого из помещения; 3 - 4 – процесс подогрева воздуха в калорифере; 4 - 2 – нагрев и увлажнение воздуха за счет внутренних избыточных тепло- и влаговыделений; tпр – температура приточного воздуха, С 16 Количество приточного воздуха, кг / с, при наличии рециркуляции Gпрр = ΔGвл 10 3 ΔQвт . = d2 − d4 I2 - I4 Тепловая мощность, кВт, потребляемая калорифером при наличии рециркуляции Qкр = Gпрр (I 4 − I 3 ). Qкр получается значительно меньше, чем без рециркуляции при прямоточной системе вентиляции. Случай, когда в помещении имеются только избыточные тепловыделения. Расход приточного воздуха, кг / с, Gпр = ΔQвт , Св (t в − t пр ) где Св – удельная теплоемкость воздуха, равна 1 кДж / (кг⋅К); tпр – температура приточного воздуха, принимается на 8 - 10°С ниже температуры внутри помещения tв. Если в помещении имеются только избыточные влаговыделения ΔGвл, кг / с, то расход приточного воздуха, кг / с, для вентиляции рассчитывается из выражения ΔGвл 10 3 , Gпр = d в − d пр где dв и dпр – влагосодержания воздуха внутри помещения и приточного воздуха, г / кг. В помещении имеются только вредные выделения (пары или пыль). Расход приточного воздуха, кг / с, Gпр = ψ Gвв , Спдк − Спр 17 где Gвв – выделение вредного вещества в помещении, мг / с; Спдк, Спр – концентрации вредного вещества, предельно допустимые в приточном воздухе, мг / м3; ψ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения вредных выделений в помещении (принимается 1,25 - 1,35). В том случае, когда известно назначение помещения и его объем, то расчет тепловой мощности на вентиляцию, кВт, производится по удельным расходам тепловой мощности [1] Gвmax = qвV (t в − t н′ )10 −3 , где qв – удельная тепловая мощность, расходуемая на вентиляцию, Вт / (м3⋅К); qв зависит от назначения помещения, в котором организуется вентиляция, и вентилируемого объема. Выбирается из [1, 6]. V – объем вентилируемого помещения, м3; tв – температура внутри помещения (расчетная), °С; t′н – расчетная температура наружного воздуха для отопления, она же и для вентиляции, °С. Если отсутствует список числа и назначение помещений, в которых надо организовать отопление и вентиляцию, то тепловую мощность на отопление и вентиляцию, кВт, рассчитывают по максимальной мощности, приходящейся на одного жителя, кВт / чел, конкретного климатического района – qmax. Qо,max = (q max − qгвс )m , в где qmax – мощность, приходящаяся на одного человека данного района, кВт / чел. Находится из [1]; qгвс – мощность, приходящаяся на одного жителя данного района на горячее водоснабжение, кВт / чел; m – число жителей в данном районе. Например, Сибирь, Урал, Север европейской части – qmax = 2,06 кВт / чел; делится Крым, Кавказ, Юг Средней Азии – qmax = 1,3 кВт / чел. Величина Qо,max в между отоплением и вентиляцией: Qоmax = 0,9Qо,max ; Qвmax = 0,1Qо,max . в в 18 3. КРУГЛОГОДОВАЯ НАГРУЗКА ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЕЙ 3.1. Расчет тепловой мощности на горячее водоснабжение бытовых теплопотребителей График потребления горячей воды бытовыми теплопотребителями носит чрезвычайно неравномерный характер. Пики максимального водоразбора приходятся на 6 часов утра и 18 часов вечера. Отношение максимального водоразбора к среднесуточному носит название коэффициента часовой неравномерности разбора воды на горячее водоснабжение и обозначается буквой К. К = 1,7 - 2. Для сглаживания пиков нагрузки горячего водоснабжения на центральных тепловых подстанциях устанавливают баки-аккумуляторы (в закрытых системах теплоснабжения) или в котельных (в открытых системах теплоснабжения). Среднесуточная тепловая мощность на горячее водоснабжение, кВт, бытовых теплопотребителей (рабочий поселок, районный центр и др.) определяется из выражения [6]: 1,2mg ∗ с (t г − t x ) , Q = mc 3600 ср гвс где m – число жителей, пользующихся горячей водой, чел; g∗ =105⋅b + 25 – среднесуточная норма расхода горячей воды на человека, кг / (сутки⋅чел); в – ванными; с – удельная теплоемкость воды, равна 4,19 кДж / (кг⋅К); mс – расчетная длительность подачи воды на горячее водоснабжение, ч / сут. При круглосуточной подаче воды mс = 24; tг – температура воды на горячее водоснабжение, принимается 55°С; tх – температура холодной воды, принимается 5°С. 19 3.2. Расчет тепловой мощности на горячее водоснабжение промышленными теплопотребителями График суточного потребления воды на горячее водоснабжение промышленным предприятием (его цехами) носит очень неравномерный характер. Пики нагрузки приходятся на конец смены – 0 (24 часа); 8 и 16 часов. Для сглаживания пиков нагрузки в цехах устанавливают бойлерыаккумуляторы, в которых холодная водопроводная вода нагревается сетевой водой в течение 7 - 8 часов между сменами и разбирается в течение 0,5 часа в душевых помещениях. Затем бойлеры-аккумуляторы снова заполняются водопроводной водой. Среднесуточная тепловая мощность на горячее водоснабжение производственными цехами, кВт, определяется из выражения: ср Qгвс = Рас (t г − t x ) , 8 ⋅ 3600 где Р – число душевых сеток в цехе, шт. Обычно Р = 10 - 20 шт.; а – максимальный часовой расход воды через одну сетку в смену. Согласно [1] a = 270 кг / (ч⋅сетку⋅смену); с – удельная теплоемкость воды, равна 4,19 кДж / (кг⋅К). Остальные параметры использованы ранее. 3.3. Расчет тепловой мощности, отпускаемой промышленным паром Тепловая мощность, кВт, отпускаемая от источника теплоснабжения промышленным паром, равна Qп = Dп (iп′′ − 4,19t к β ) где Dп – расход промышленного пара теплопотребителю, кг / с. Обычно эта величина задается теплопотребителем. i″п – энтальпия пара, кДж / кг. Находится i″п из таблиц [7] по давлению и температуре у теплопотребителя. Эти параметры тоже задает теплопотребитель. tк – температура возвращаемого конденсата, принимается 95°С. β – 20 доля возврата конденсата от теплопотребителя к источнику. Обычно β оговаривается в договоре на поставку тепловой энергии с промышленным паром. 3.4. Расчет тепловой мощности, потребляемой системами кондиционирования воздуха (СКВ) Системы кондиционирования воздуха (СКВ) предназначены для поддержания в помещении температуры и относительной влажности на заданном уровне при наличии в этом помещении избыточных тепло- ΔQ, кВт, и влаговыделений ΔGвл, кг / с. В СКВ имеют место следующие элементы (см. рис. 3.1): 1 – помещение, в котором имеются избыточные тепло- и влаговыделения, где необходимо поддерживать на заданном и постоянном уровне относительную влажность – ϕв и температуру tв; 2 – вентиляционная камера, в которой размещаются две ступени калориферов, между которыми размещается оросительная камера с форсунками для распыления воды и поддоном для сбора воды. В вентиляционную камеру встроен вентилятор с электроприводом. Воздуховоды, линия рециркуляции с клапаном; 3 – холодильная машина, назначение которой охлаждать воду, поступающую из оросительной камеры; 4 – насосы рециркуляции для перекачки воды между испарителем холодильной машины и оросительной камерой. 21 Рис. 3.1. Система кондиционирования воздуха. 1 – помещение; 2 – вентиляционная камера; 3 – холодильная машина; 4 – насосы рециркуляции; 5 – первая ступень калориферов; 6 – вторая ступень калориферов; 7 – вентилятор; 8 – клапан рециркуляции; 9 – тепловые сети; 10 – оросительная камера; 11 – подпиточный насос; 12 – дренаж в канализацию. Кондиционирование воздуха в летний период Забираемый с улицы воздух летом надо осушивать, затем нагревать и подавать в помещение. Заданными считаются следующие параметры: температура и относительная влажность наружного воздуха, tн, ϕн, °С и %. Выбираются из [5, 33] для заданного климатического района; избыточные тепло- ΔQвт, кВт, и влаго- ΔGвт, кг / с, выделения в помещении; температура и относительная влажность tв, ϕв внутри помещения (задаются санитарными нормами), °С и %. Необходимо рассчитать [35]: расход приточного воздуха – Gпр, кг / с; параметры приточного воздуха – tпр, ϕпр; охлаждающую мощность холодильной 22 машины – Qхм, кВт; приток влаги из воздуха к охлаждающей воде, Wвл, кг / с, тепловую мощность, потребляемую калорифером второй ступени подогрева. Для решения поставленной задачи следует воспользоваться диаграммой Id для влажного воздуха. Построение процесса показано на рис. 3.2. Рис.3. 2. Изображение процесса кондиционирования воздуха в летний период. tн, ϕн – параметры наружного воздуха; tв, ϕв – параметры воздуха внутри помещения; tт.р − температура точки росы для воздуха с параметрами в т. 5; tводы − температура воды, поступающей в оросительную камеру Алгоритм построения процесса: 1. на пересечении линий ϕн и tн находим точку 1. Выписываем для т. 1 параметры I1 и d1; 2. на пересечении линий ϕв и tв находим т. 5. Выписываем для т. 5 параметры I5 и d5; 3. в точке пересечения линий ϕ = 100 % и d5 определяем температуру точки росы tт.р; 4. определяем температуру воды, подаваемой в оросительную камеру 5. tв = tтр- (3 - 5), °С; 23 6. на пересечении линий ϕ = 100 % и tводы находим т. 3. Выписываем для нее параметры I3, d3; 7. определяем угловой коэффициент луча процесса в помещении − ε, кДж / кг: ε= Qвт/ΔGвл. Из т. 5 проводим луч ε параллельно лучу ε∗ с таким же численным значением до пересечения с линией d3 = const. Получили т. 4. Выписываем параметры I4, d4 = d3. Итак: 1 – 2 - 3 – процесс охлаждения и осушки наружного воздуха в оросительной камере на капельках воды с температурой ниже температуры точки росы; 3 - 4 – процесс нагрева воздуха в калорифере второй ступени подогрева; 4 - 5 – процесс нагрева и увлажнения воздуха за счет внутренних избыточных тепло- и влаго выделений в помещении. Определение расхода приточного воздуха, кг / с, ΔGвл 10 3 ΔQвт Gпр = = . d5 − d 4 I 5 - I 4 Найдем охлаждающую мощность, кВт, холодильной машины Qхм = Gпр (I 1 − I 3 ) . Определим тепловую мощность, забираемую из тепловой сети для подогрева воздуха, кВт, калорифером второй ступени подогрева: Qк2 = Gпр (I 4 − I 3 ) Приток влаги из воздуха к воде, кг / с, в оросительной камере: Wв = Gпр (d1 − d 3 )10 −3 . По расходу приточного воздуха и сопротивлению воздушного тракта выбирают вентилятор; по мощности калорифера, коэффициенту теплопередачи и средней логарифмической разности температур теплоносителей рассчитывают поверхность калорифера и производят его выбор [4, 5], а по охлаждающей мощности холодильной машины подбирают нужную марку [8]. 24 Рассмотрим кондиционирование воздуха в зимнее время. Прямоточная схема. (Когда воздух забирается с улицы, готовится, вдувается в помещение, а затем весь выбрасывается на улицу). Расход приточного воздуха Gпр уже определен расчетом летнего режима. Вентилятор, выбранный для работы СКВ летом, будет работать и в зимний период с неизменной производительностью. Холодильная машина остается той же. Исходные параметры для расчета СКВ зимой остаются такими же как летом, за исключением параметров наружного воздуха – ϕн, tн, которые выбираются из [5] в зависимости от района. Требуется определить тепловые мощности калориферов первой и второй ступеней подогрева, количество испарившейся воды в оросительной камере. В зимний период наружный воздух перед подачей его в помещение увлажняют и нагревают. Построение процесса кондиционирования воздуха в зимний период без рециркуляции представлено на рис. 3.3. Алгоритм построения процесса: 1. На пересечении параметров ϕв и tв находим на диаграмме I - d точку 1. Выписываем параметры I1 и d1; 2. На пересечении параметров ϕн и tн находим т. 5. Выписываем параметры I5 и d5; 3. Рассчитываем ассимилирующую способность воздуха, г / кг, Δd = ΔGвл ⋅ 10 3 / Gпр и влагосодержание, г / кг: d2=d1+Δd. Проводим линию d2 = const до пересечения с линией ϕ = 100 %. Получим т. 3. Выписываем параметры I3 и d3, tмт (мокрого термометра). Через т. 3 проводим линию I3 = const до пересечения с линией d5 = const. Получим т. 4. Выписываем параметры I4 и d4. 25 Рис. 3.3. Процесс кондиционирования воздуха в зимний период. Прямоточная схема. 5 - 4 – нагрев воздуха в калорифере первой ступени; 4 - 3 – увлажнение наружного воздуха в оросительной камере; 3 - 2 – подогрев воздуха в калорифере второй ступени; 2 - 1 – процесс в помещении; tм.т − температура мокрого термометра. 4. Выписываем величину углового коэффициента луча процесса в помещении (смотри летний режим) ε. Проводим из т. 1 луч ε параллельно лучу ε∗ с таким же значением (см. поля диаграммы I - d) до пересечения с линией d3 = const. Получили т. 2. Выписываем параметры I2 и d2. На холодильной машине устанавливаем температуру испарителя, равную tм.т (см. т. 3). Тепловая мощность, кВт, забираемая калорифером первой ступени подогрева из тепловой сети: Qк1 = Gпр (I 4 − I 5 ) То же самое для калорифера второй ступени подогрева, кВт: Qк2 = Gпр (I 2 − I 3 ) 26 Расход воды из оросительной камеры, кг / с, пошедшей на увлажнение наружного воздуха: Wвл = Gпр (d 3 − d 4 )10 −3 По этому расходу и напору подбирается подпиточный насос. Кондиционирование воздуха в зимний период при наличии частичной рециркуляции. Исходные данные для расчета остаются прежние, какие были для зимнего режима без рециркуляции. Добавляется только частичная рециркуляция – R, равная отношению расхода воздуха, забираемого из помещения к расходу приточного воздуха. Клапан рециркуляции – 8 (см. рис. 3.1) открыт. Построение процесса показано на рис. 3.4. Алгоритм построения процесса кондиционирования воздуха в зимний период с частичной рециркуляцией: 1. На пересечении двух параметров ϕн и tн находим точку 3. Выписываем значения I3 и d3; 2. На пересечении параметров ϕв и tв находим т. 1. Выписываем параметры I1 и d1; 3. Выписываем из расчета летнего режима СКВ значение ассимилирующей способности воздуха Δd, г / кг. Находим значение влагосодержания d2 = d1 + Δd, проводим линию d2 = const до пересечения с линией ϕ = 100 %. Получим т. 5. Выписываем параметры I5 и d5. 27 Рис. 3.4. Процесс кондиционирования воздуха в зимний период с частичной рециркуляцией: (1 - 4) - (3 - 4) – процесс смешения наружного воздуха и внутреннего; 4 6 – подогрев воздуха в калорифере первой ступени; 6 - 5 – процесс охлаждения и увлажнения воздуха в оросительной камере; 2 - 5 – подогрев воздуха в калорифере второй ступени; 2 - 1 – процесс нагрева и увлажнения воздуха в помещении; tм.т − температура мокрого термометра. 4. Выписываем из расчета летнего режима значение углового коэффициента луча процесса в помещении – ε и из т. 1 проводим луч ε параллельно ε∗до пересечения с линией d2 = const. Получим т. 2. Выписываем параметры I2, d2 = d5. 5. Замеряем длину отрезка l1-3. Умножим длину l1-3 на (1 - R), получим длину отрезка l1-4 и откладываем его от т. 1 вдоль прямой 1 - 3. Получим т. 4. Проводим линию d4 = const до пересечения с линией I5 = const. Получим т. 6. Выписываем параметры I6 = I5; d6 = d4. Процесс (1 - 4) - (3 - 4) смешения наружного воздуха и внутреннего, забираемого на рециркуляцию; 4 - 6 – процесс нагрева воздуха в калорифере первой ступени; 6 - 5 – охлаждение и увлажнение воздуха в оросительной 28 камере; 5 - 2 – подогрев воздуха в калорифере второй ступени; 2 - 1 – процесс в помещении (нагрев и увлажнение). Мощность, забираемая калорифером первой ступени подогрева воздуха, кВт: Qк1 = Gпр (I 6 − I 4 ) . Мощность, забираемая калорифером второй ступени подогрева воздуха из тепловой сети, кВт: Qк2 = Gпр (I 2 − I 5 ) . Расход воды из оросительной камеры на увлажнение воздуха, кг / с: Wвл = Gпр (d 5 − d 6 )10 −3 , где Gпр – расход приточного воздуха, кг / с (см. расчет летнего режима). Рециркуляция воздуха позволяет существенно уменьшить забираемую мощность из тепловой сети и затраты теплоты и топлива на СКВ. 4. РАСЧЕТ ГОДОВОГО ТЕПЛОПОТРЕБЛЕНИЯ И РАСХОДА ТОПЛИВА 4.1. Годовое теплопотребление на отопление и вентиляцию Тепловая мощность теплопотребителей на отопление и вентиляцию, кВт, зависит от температуры наружного воздуха tнi: Qо,i в = Qо,max в t в − t нi t в − t н′ и меняется от максимальной Qо,max при t н = t н′ , до минимальной Qо,minв при в t н = +8o С . Каждой температуре наружного воздуха t нi соответствует свое число часов стояния этой температуры за отопительный сезон – ni, час. Эти значения выписывают из справочной литературы [1] для заданного района. Если просуммировать произведения Qо,i в ⋅ ni и результат умножить на 3600, то 29 получим годовое потребление теплоты на отопление и вентиляцию теплопотребителями, кДж / год, к N о,годв = ∑ Qо,max в 1 t в − t нi ⋅ ni 3600 , t в − t н′ где к – количество значений температур t нi наружного воздуха, обозначенное в справочной литературе [1]. Необходимо помнить, что при уменьшении температуры наружного воздуха ниже расчетной – t н′ , мощность Qо,в остается неизменной и равной максимальной Qо,max , кВт. в В справочной литературе [1] часы стояния данной температуры ni даются с нарастающим итогом. Поэтому для нахождения числа часов стояния заданной температуры ni надо вычитать из предыдущего значения числа часов последующее, начиная с t н = +8o С . И разницу значений использовать для подсчета N о,годв . Годовой отпуск теплоты N о,годв , кДж / год, можно найти и при помощи средней температуры отопительного периода − t н , которая представлена в [1]: N о,годв = Qо,max в tв − tн ⋅ n3600 . t в − t н′ Результаты должны совпасть с предыдущими расчетами. Здесь: n – число часов отопительного периода, находится в [1] для заданного района. Далее строится график годового теплопотребления сезонной нагрузки теплопотребителей (см. рис. 4.1). 4.2. Годовой отпуск теплоты на горячее водоснабжение Годовой отпуск теплоты на горячее водоснабжение (круглогодовая нагрузка теплопотребителей), кДж / год, определяется так: год ср (8760 − τ р )3600 , N гвс = Qгвс 30 где τр – число часов на ремонт и опрессовку тепловых сетей (принимается 100 – ср 200 час); Qгвс – суммарная средняя тепловая мощность по всем абонентам на горячее водоснабжение, кВт. 4.3. Годовой отпуск теплоты с промышленным паром Годовой отпуск теплоты, кДж / год, с промышленным паром рассчитывается так: N пгод = Qп (8760 − τ р )3600 . Суммированием находят годовой отпуск теплоты, кДж / год, источником теплоснабжения: 3 год N год = ∑ N iгод = N о,годв + N гвс + N пгод . 1 4.4. Годовой расход натурального топлива источником Годовой расход натурального топлива, т / год(тыс.м3 / год), источником теплоснабжения рассчитывается так: В год = N год , Qрн η тр где Qрн – теплота сгорания натурального топлива, кДж / кг или кДж / м3 (для газообразного топлива); ηтр – кпд транспорта тепловой энергии по тепловым сетям (принимается 0,97 – 0,93). 31 Рис. 4.1. Годовой график тепловой нагрузки. ni – число часов стояния данной наружной температуры воздуха, ч; t′н, tкос – расчетные температуры наружного воздуха для отопления и конца отопительного сезона, ° С; Qобщ – суммарная тепловая мощность на отопление и вентиляцию, кВт; t н∗⋅ − среднесуточная температура наружного воздуха. При отпуске теплоты от ТЭЦ дополнительно определяют расход топлива, связанный с выработкой электрической энергии. Для этого рассчитывают количество паротурбинных установок (ПТУ). Для ПТУ типа ПТ – с промышленным и теплофикационным отборами по большому числу из nт∗ или nт∗∗ , шт. n = ∗ т (Q max о, в nт∗∗ = ср )α ТЭЦ + Qгвс Q ∗ η тр Dп (т/ч ) , Dп∗ (т/ч ) 32 , где αТЭЦ – коэффициент теплофикации ТЭЦ (принимается 0,5), Q ∗ – мощность теплофикационного отбора ПТУ, кВт, находится из [1]; Dп∗ – максимальный расход промышленного отбора пара, т / ч, находят в [1] для данного типа ПТУ. Если ПТУ типа Т – только с одним теплофикационным отбором, то nт = (Q max о, в ср )α ТЭЦ + Qгвс Q ∗ η тр . Рассчитывают годовую выработку электрической энергии на ТЭЦ, кВт⋅час / год, Э год = Q э nт n , где Qэ – мощность электрогенератора ПТУ (берется из марки ПТУ, например Т100 - 130, Qэ = 100⋅103, кВт); n – число часов использования установленной электрической мощности на ТЭЦ. Принимается n = 3000 - 4000 ч / год. Тогда расход топлива на ТЭЦ, связанный с выработкой и отпуском электрической энергии, т / год (тыс.м3 / год для газообразного топлива) будет равен: год Э В Э год ⋅ 3600 , = н Qр ⋅ 10 3 η пг η этр где ηпг – кпд энергетических парогенераторов (принимается 0,9); ηэтр – кпд транспорта электрической энергии по ЛЭП. Принимается 0,88. Тогда годовой расход топлива ТЭЦ будет складываться из расхода топлива, связанного с отпуском теплоты и электрической энергии, т / год(тыс.м3 / год): год ВТЭЦ = В год + ВЭгод . Полученные значения используются для определения топливной составляющей в себестоимости товарной продукции – теплоты, руб / ГДж, Ст = В год ⋅ Ц т ⋅ 106 N год и электроэнергии на ТЭЦ, руб / кВт⋅ч, Вэгод ⋅ Ц т , Сэ = Эгод 33 где Цт – цена топлива, руб / т (руб / тыс.м3). Для транспорта тепловой энергии к теплопотребителям используют тепловые сети. Они бывают водяные (тепловая энергия транспортируется водой) и паровые (энергия транспортируется водяным паром). Водяные тепловые сети бывают закрытые и открытые. Закрытые – такие, в которых нет непосредственного забора воды из тепловой сети на горячее водоснабжение. Забирается только тепловая энергия на подогрев водопроводной воды, которая затем используется на горячее водоснабжение на ЦТП или ИТП. Поэтому расходы воды в прямой и обратной трубах отличаются на величину утечек (≅ 2 %). В открытых водяных тепловых сетях вода на горячее водоснабжение отбирается непосредственно из труб сетей. Поэтому в источник возвращается воды меньше на величину горячего водоснабжения и утечек. Паровые системы теплоснабжения бывают с возвратом конденсата. Когда конденсат пара разбирается полностью на горячее водоснабжение у потребителя, то такие системы называются без возврата конденсата. 5. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТЕПЛОВЫХ СЕТЕЙ 5.1. Расчет паропровода Для расчета паропровода необходимо знать следующие исходные данные: 1. Расход промышленного пара, поступающего к абоненту − Dп, кг / с. 2. Параметры пара в конце участка у абонента – давление Р2 и температуру t2, МПа, °С. 3. Расстояние от источника теплоснабжения до абонента – l, м. Определяется по карте местности (рис. 5.1) умножением длины участка на масштаб карты. 4. Коэффициенты местных сопротивлений П-образных компенсаторов ξк = 2,5 − 1,76, задвижек ξз = 0,3 − 0,5 и поворотов ξп = 0,5. 34 5. Температуру монтажа паропровода – tо, °С (принимается + 15 - 20°С). 6. Допустимые напряжения на изгиб для стали паропровода – [σ], МПа (принимается 35 МПа). 7. Скорость возвращаемого конденсата в конденсатопроводе – ωк, м / с (принимается 0,5 − 0,7 м / с). В результате расчета необходимо определить: 1. параметры пара на выходе из котельной (ТЭЦ): давление Р1 и температуру t1, МПа; °С; 2. внутренний диаметр паропровода – dв, м; 3. число компенсаторов – nк; 4. число задвижек – nз; 5. длину вылета компенсаторов –hк, м; 6. число неподвижных и скользящих опор – nн, nс. 5.1.1. Предварительный расчет 1. Предварительно задают удельные линейные потери давления, Па / м, и температуры пара, К / м, на участке Rl′ = (60 − 80), Δt′ = 0,01. 2. Предварительно определим параметры пара на выходе из котельной (ТЭЦ). Давление, мПа, Р′1=Р2+ Rl′ l/106. Температура, °С, t′1=t2+Δt′l. 3. Находим плотность пара на выходе из котельной (ТЭЦ) ρ′1, кг / м3, по предварительно рассчитанным параметрам Р′1 и t′1 из таблиц [7] (ρ = 1 / ν). 4. Находим плотность пара в конце участка (у абонента) ρ2, кг/м3, по заданным параметрам Р2 и t2 из таблиц [7] (ρ=1/ν), ν − удельный объем пара, м3 / кг. 35 5. Определим среднюю плотность, кг / м3, ρ ′ср = 0,5(ρ1′ + ρ 2 ) . 6. Определим внутренний диаметр паропровода d в′ = 0,412 ⋅ Dп0,38 / (ρ ′ср ⋅ Rl′ ) 0 ,19 , м. 7. Округляем полученный диаметр до следующего диаметра стандартной трубы [1,9] dв: 0,033; 0,04; 0,051; 0,079; 0,082; 0,1; 0,125; 0,15; 0,184; 0,207; 0,259; 0,309; 0,359; 0,408;0,414; 0,466; 0,514; 0,612; 0,898; 0,996; 1,096; 1,192; 1,392, м. 5.1.2. Проверочный расчет 1. Уточним удельную линейную потерю давления пара Rl, Па / м, по округленному значению диаметра dв: Rl = 0,0094 ⋅ Dп2 / (ρ′ср ⋅ d в5,26 ). 2. Определим среднюю температуру пара на участке, °С, tср=0,5(t′1+t2) и среднее давление, мПа, Рср=0,5(Р′1+Р2). 36 Рис. 5.1. Карта местности 3. Определим предельное расстояние между неподвижными опорами – L, м, по диаметру dв, средней температуре и давлению из табл. 5.1. Таблица 5.1 Предельные расстояния между неподвижными опорами (L, м) [9, 10] П-образные компенсаторы Внутренний Теплоноситель диаметр Вода трубы, dв, м P = 0,8 − 1,6 Pср = 0,6 Pср = 1,3 Pср = 1,6 Pср = 3,7 мПа мПа мПа мПа мПа τ′1=100−150°С tср=250°С tср=300°С tср=350°С tср=425°С 0,033 50 50 50 50 50 0,040 60 60 60 60 60 0,050 60 60 60 60 60 0,069 70 70 70 70 70 Пар 37 0,082 80 80 80 80 80 0,100 80 80 80 80 80 0,125 90 90 90 80 80 0,150 100 100 90 80 80 0,184 100 100 100 90 80 0,207 120 120 100 100 80 0,259 120 120 100 100 80 0,309 120 120 120 120 100 0,359 140 120 120 120 100 0,404 160 140 140 120 100 0,466 160 140 140 0,517 180 160 160 0,616 200 160 160 0,706 200 160 160 0,804 200 160 160 0,902 200 160 160 1,000 200 160 160 4. Определяем число компенсаторов, шт., на участке n′к=l/L. 5. Округляем n′к до целого числа nк, шт. 6. Зададим число задвижек nз на участке паропровода. Обычно на паропроводах ставят задвижки в начале, в конце участка, на ответвлениях к абонентам и у самих абонентов. 7. Oпределяем длину, м, прямого участка по сопротивлению эквивалентную всем местным сопротивлениям паропровода задвижками и поворотами (nп) l экв = 60,7(nк ξ к + n з ξ з + nп ξ п )d в1, 25 . 38 с компенсаторами, 8. Определим расчетное тепловое удлинение паропровода, м, между неподвижными опорами Δx = 1,2 ⋅ 10 −5 ⋅ L(t ср − t о ) . 9. Определим длину вылета компенсатора, м, при условии, что длины спинки и вылета равны hк = 0,3 ⋅ 2 ⋅ 10 5 ⋅ d в ⋅ Δх . [σ] 10. Найдем удлинение магистрали, м, за счет длины вылетов компенсаторов l к = 2 ⋅ nк hк . 11. Уточним падение давления в паропроводе, Па, на участке ΔР = Rl (l + l экв + l к ) . 12. Уточним давление пара, мПа, в начале участка Р1 = Р2 + ΔР / 10 6 . 13. Из [табл. 5.2] для диаметра трубы dв и средней температуре пара на участке tср определим удельную линейную потерю мощности с одного метра длины паропровода – ql, Вт / м. 14. Из [7, см. таблицы] по tср и Рср определим удельную теплоемкость пара Ср, кДж / (кг⋅К) (не забывать переводить из единицы измерения кДж / (кг⋅К) в Дж / (кг⋅К)). 15. Найдем удельную потерю температуры пара вдоль паропровода, °С / м, за счет тепловых потерь в окружающую среду Δt = qв / (Dп ⋅ С р ) . Здесь Dп подставляется в кг / с. 16. Определим уточненное значение температуры пара в начале участка, °С, (на выходе из котельной или ТЭЦ). t1 = Δt (l + l к ) + t 2 . 17. Из [7, см. таблицы] определим плотность водяного пара в начале участка ρ1 по уточненным параметрам Р1 и t1, (ρ = 1 / ν). 39 18. По уточненным параметрам Р1 и t1 находим среднее значение плотности пара на участке, кг / м3, ρ ср = 0,5(ρ1 + ρ 2 ) . 19. Сравниваем ρ ср с ρ′ср , найденную в п. 5 предварительного расчета. Если ρ ′ср − ρ ср ρ ′ср ⋅ 100 < 5% , то расчет паропровода заканчивается, если больше 5 %, то возвращаемся к п. 1 предварительного расчета, перезадавая R′l и Δt′ до тех пор, пока условие п. 19 будет выполняться. 40 Таблица 5.2 Нормы потерь мощности изолированными теплопроводами на открытом воздухе Температура теплоносителя, τ, °С Внутренний диаметр 70 130 150 160 200 225 трубы, dв, м 250 300 350 360 400 410 450 500 510 540 550 570 Потеря мощности, q l , Вт / м 0,033 31 38 46 49 62 69 77 93 108 111 124 127 140 156 159 168 172 178 0,040 36 45 53 58 72 81 90 108 125 129 144 148 162 180 184 195 198 205 0,050 40 49 58 62 78 87 96 115 134 138 153 157 173 192 196 207 210 218 0,069 45 55 66 70 86 97 108 128 148 153 170 173 190 210 215 227 232 240 0,082 50 60 71 75 93 103 114 136 158 163 180 185 202 223 228 241 245 254 0,100 55 67 77 82 101 113 125 148 172 175 195 200 218 242 246 260 265 274 0,125 60 74 85 90 111 124 196 162 188 193 212 217 239 164 270 285 290 300 0,150 65 80 94 100 120 135 148 175 205 210 230 235 260 287 294 308 315 327 0,184 73 88 103 108 130 146 162 192 223 228 250 256 280 312 318 336 342 353 0,207 78 95 110 116 140 158 175 208 240 245 270 275 302 336 342 361 369 380 0,259 87 107 125 132 160 180 198 233 268 276 305 313 340 378 385 406 414 428 0,309 100 120 140 148 180 200 220 260 300 308 340 350 380 420 428 452 460 475 0,359 114 135 156 199 220 240 283 326 334 370 379 410 455 455 464 490 498 515 41 0,404 128 150 173 181 208 240 260 306 352 360 398 403 440 490 500 526 535 553 0,466 136 160 185 195 235 258 280 330 375 384 420 430 470 520 530 560 570 590 0,517 145 170 196 206 245 273 350 400 400 410 450 460 500 550 560 590 600 620 0,616 160 190 218 228 275 302 385 440 440 452 500 510 555 610 620 655 665 687 0,706 176 206 238 249 297 327 420 480 480 492 542 554 602 664 675 713 725 750 0,804 200 233 266 280 330 365 464 535 535 542 600 608 665 732 741 776 800 818 0,902 225 260 296 310 370 405 515 585 585 600 655 670 725 800 815 855 870 898 1,000 255 292 330 345 407 446 565 640 640 650 720 734 793 865 881 929 945 975 Примечание. Приведенные нормы определены по среднегодовой температуре окружающего воздуха tн = 15°С, но с допустимым приближением могут применяться при среднегодовой температуре воздуха от 0°С до + 15°С 42 20. Количество неподвижных опор на участке nн = nк + 1 . 21. Количество скользящих опор на участке ( ) nc = l / l ∗ − 1 . Здесь l∗ – расстояние между скользящими опорами, м. Находится из [1]. 22. Определяем диаметр конденсатопровода ( ) d к = 4 Dп ⋅ β / 10 3 ⋅ π ⋅ ω к , м. Полученные результаты сводим в табл. 5.3. Таблица 5.3 Сводные расчетные данные паропровода Символ Р1 t1 hк dв dк nк nз nн nс Величина На этом заканчивается расчет участка паропровода. 5.2. Расчет водяных сетей Сначала определяют расходы сетевой воды по всем абонентам, начиная с самого удаленного от источника теплоснабжения. Расход воды, кг / с, к рассматриваемому абоненту складывается из расходов воды на отопление и вентиляцию Gо,в = Qо,max /[c(τ1′ − τ′2 )], в на горячее водоснабжение, кг / с, ср Gгвс = (0,9 − 1,25)Qгвс /[c(t г − t x )]. Расчетный расход воды только к этому абоненту равен их сумме Gp = (Gо,в + Gгвс ) / η тр . − сумма максимальных тепловых мощностей на отопление и Здесь Qо,max в ср вентиляцию данного абонента, кВт; Qгвс − среднесуточная тепловая 41 мощность на горячее водоснабжение того же абонента, кВт; η тр − КПД транспорта тепловой энергии по водяным тепловым сетям (принимается 0,97−0,93); τ1′ и τ ′2 − температуры в прямом и обратном трубопроводах сети при расчетной наружной температуре воздуха, °С. Все остальные параметры использовались ранее. Аналогично рассчитывают расходы воды ко всем остальным абонентам, только подставляют в них тепловые мощности следующего конкретного абонента. Затем определяют расходы воды на отдельных магистральных участках. На самом дальнем от источника магистральном участке расход воды будет равен расходу к последнему абоненту. По мере приближения магистральных участков к котельной расходы воды в них будут нарастать, складываясь из расходов воды в ответвления к другим абонентам. И только в самом ближнем к источнику магистральном участке расход будет равен сумме расходов воды ко всем абонентам. Гидравлический расчет начинают с конечного магистрального участка до ответвления. Затем переходят к следующему магистральному участку между ответвлениями и так доходят до источника теплоснабжения. Исходные данные для расчета 1. Длина участка, l1-0, м (берется из карты рис. 5.1). 2. Коэффициенты местных сопротивлений П-образных компенсаторов ξк = 1,76 − 2,5, задвижек ξз = 0,3 − 0,5 и поворотов ξп = 0,5. 3. Допустимые напряжения стали на изгиб [σ] = 35 мПа. 4. Температура монтажа трубопровода tо. Принимается 15 - 20°С. 5. Доля местных потерь давления в ответвлениях – α (принимается 0,1 0,3). 6. Падение давления воды в водогрейных котлах или подогревателях ΔНк или ΔНсп, м. вод. ст. берется из [1, 17]. 44 сетевых 7. Располагаемое давление у всех абонентов ΔНаб, м. Для нормальной работы абонентских вводов принимается 20 м. вод. ст. 8. Длина ответвлений lотв, м (берется из карты местности). У некоторых абонентов она может быть равна нулю. В результате расчетов необходимо определить, выбрать и построить следующее: 1. Внутренний диаметр сетей по всем магистральным участкам и ответвлениям. 2. Падение давления на всех магистральных участках и ответвлениях – ΔНi, м. вод. ст., диаметры дроссельных шайб у теплопотребителей. 3. Число компенсаторов, неподвижных и скользящих опор – nк, nн, nс. 4. Построить пьезометрический график тепловой водяной сети. 5. Выбрать сетевые и подпиточные насосы. 5.2.1. Предварительный расчет 1. Предварительно зададим удельную линейную потерю давления, Па / м, на рассматриваемом конечном магистральном участке (на длинных участках меньшее значение, на коротких – большее значение) Rl′ = (20 − 60) . 2. Предварительно определим внутренний диаметр трубы на участке, м, d в′ = 0,1173 ⋅ Gp0,38 / (Rl′ ) 0 ,19 . 3. Округлим внутренний диаметр d в′ в соответствии со следующими стандартными значениями: 0,033; 0,04; 0,051; 0,07; 0,082; 0,1; 0,125; 0,15; 0,184; 0,207; 0,259; 0,309; 0,359; 0,408; 0,414; 0,466; 0,514; 0,612; 0,898; 0,996; 1,096; 1,192; 1,392, м. 4. По округленному внутреннему диаметру d в уточним удельную линейную потерю давления на участке, Па / м, Rl = 12,72 ⋅ 10 −6 ⋅ Gp2 / d в5,26 . 45 5.2.2. Проверочный расчет 1. Определим предельное расстояние между неподвижными опорами на рассматриваемом участке прямой сети L, м, на основании dв и τ′1 по [табл. 5.1]. 2. Определим количество компенсаторов на участке. Если водяная теплосеть прокладывается совместно с паровой, то число компенсаторов и место их установки принимается равным таковому на паровой магистрали (см. 5.1.2). В том случае, если водяная сеть прокладывается без паровой, то число компенсаторов, шт., рассчитывается nк′ = l1−0 / L . 3. Округляем число n′к до целого значения nк. 4. Определим количество секционирующих задвижек, шт., n′з = l1−0 / 1000 . 5. Округляем число задвижек n′з до целого значения nз. 6. Определим длину, эквивалентную м, всем прямого местным участка по сопротивлениям сопротивлению, водопровода с компенсаторами, задвижками и поворотами l экв = 60,7(nз ⋅ ξ з + nк ⋅ ξ к + nn ⋅ ξ n )d в1, 25 . 7. Определим расчетное тепловое удлинение водопровода, м, между неподвижными опорами Δx = 1,2 ⋅ 10 −5 ⋅ L(τ1′ − t o ) . 8. Определим высоту вылета П-образного компенсатора, м, при условии, что длины вылета и спинки равны hк = 0,3 ⋅ 2 ⋅ 10 5 ⋅ d в ⋅ Δх . [σ] Здесь dв, Δх подставляются в м, а [σ] в мПа. 9. Найдем удлинение участка за счет вылетов компенсаторов, м, l к = 2hк ⋅ nк . 46 10. Определим падение давления воды на участке в прямом и обратном трубопроводах сети вместе, мПа, ΔР1−0 = 2 Rl (l1−0 + l экв + lк ) ⋅ 10 −6 . 11. Переведем падение давления на участке в м вод.ст. ΔН 1−0 = ΔР1−0 ⋅ 10 2 . 12. Располагаемое давление, м вод. ст., в начале рассматриваемого (первого конечного) магистрального участка (в точке ответвления к другому абоненту) ΔН Р = ΔН аб + ΔН 1−0 . Далее по п. п. 1 – 11 рассчитывается следующий второй магистральный участок, на котором расход воды будет другой и равный сумме расходов уже к двум абонентам. Располагаемое давление, м вод. ст., в начале второго магистрального участка ΔН р2 = ΔН Р + ΔН 2-0 = ΔН 1−0 + ΔН 2-0 + ΔН аб , где ΔН 2-0 − падение давления на втором магистральном участке. Потом переходят к следующему магистральному участку и так доходят до источника теплоснабжения. Располагаемое давление у источника теплоснабжения, м. вод. ст. m ΔН рm = ∑ ΔН i + ΔH аб , 1 где m – количество магистральных участков, ΔН i − падение давления на i-м участке. Если к располагаемому давлению ΔН рm прибавить потерю давления в водогрейных котлах или сетевых подогревателях, то получим располагаемое давление сетевых насосов, м вод. ст., ΔН сн = ΔН рm + ΔН к(сп) . 47 По расчетному расходу воды на выходе из котельной (ТЭЦ), м3/ч, к равному сумме расходов воды ко всем абонентам, Gсн = ∑ G Pi ⋅ 3,6 , и ΔН к(сп) из 1 [1] выбирают сетевые насосы. Теперь можно перейти к расчету ответвлений. 13. Задается удельная потеря давления, Па / м, на рассматриваемом ответвлении Rl′отвi = (20 − 60) . Далее переходят к п. п.(2 - 4) параграфа 5.2.1 до п. п.11 параграфа 5.2.2 включительно. Причем Gрi – расчетный расход воды в i-м ответвлении, кг / с. 14. Определяется действительное располагаемое давление в конце ответвления у абонента, м вод. ст., ′ = ΔН рi − ΔН i . ΔН аб Здесь ΔH i – потеря давления в ответвлении (см. п. 11 параграфа 5.2.2). ΔНрi – располагаемое давление в начале ответвления, м вод. ст. Если получится ΔН аб′ больше 20 м вод. ст., то на входе труб к абоненту в прямой или обратной устанавливается дроссельная шайба, которая должна погасить избыточное давление, м вод. ст., ′ − 20 . ΔН избыт = ΔН аб Внутренний диаметр дроссельной шайбы, мм, d ш = 21,4 G Pi 4 ΔH избыт . Здесь G P – расчетный расход воды к рассматриваемому абоненту, кг / с. i Если ΔН аб′ получается меньше 20 м вод. ст., то необходимо еще раз перезадать диаметр стандартной трубы в большую сторону на этом ответвлении и расчеты повторять до тех пор, пока будет выполняться условие ΔН аб′ ≥ 20 м вод. ст. В случае, когда длина ответвления равна нулю, то на вводе к абоненту также рассчитывается и ставится дроссельная шайба. 48 В этом случае избыточное давление, которое должна погасить шайба, м вод. ст. ΔН избыт = ΔН Рi − 20 . Здесь ΔН Р – располагаемое давление в месте подключения абонента к i магистральному участку (см. п. 12 параграфа 5.2.2). Далее переходят к расчету следующего ответвления. В конце находят количество неподвижных и скользящих опор на всех участках (см. пп. 20 и 21 параграфа 5.1.2). Следует еще раз подчеркнуть, что по изложенной методике рассчитывают отдельно по участкам между ответвлениями всю магистраль от конечного абонента до источника теплоснабжения. Причем на каждом участке будет свой секундный расход воды, нарастающий к источнику, а следовательно, и разные диаметры, увеличивающиеся при приближении к источнику. Существует и другой метод гидравлического расчета водяных тепловых сетей, суть которого заключается в следующем. 1. По расчетному расходу воды на выходе из котельной Gр, м3 / ч (см. параграф 5.2.2), из литературы [1] подбирают сетевой насос. Находят располагаемое давление этого насоса ΔН сн , м вод. ст. 2. Отнимают от значения этого давления потерю давления в водогрейных котлах (сетевых подогревателях) ΔН к(сп) из [1], и получают располагаемое давление в сети на выходе из источника, м вод.ст., ΔН рк = ΔН сн − ΔН к(сп) . 3. От ΔН рк отнимают значение располагаемого давления у самого удаленного от источника абонента ΔН аб = 20 м вод. ст. и эту разницу делят на две длины всей магистрали и (1 + α). Получают удельную потерю давления для всей магистрали, Па / м, Rl′ = (ΔH рк − ΔH аб ) ⋅ 10 4 2 ⋅ l ⋅ (1 + α ) 49 . Далее переходят к пп.(2 – 4) параграфа 5.2.1 и заканчивают пунктом 14 параграфа 5.2.2. Построение пьезометрического графика (рис.5.2). 1. Необходимо построить профиль прокладки магистральной тепловой сети и ответвлений в системе координат Н-l, м (см. рис. 5.2). По оси l откладываются расстояния между соседними горизонталями li по линии прокладки сети, замеренные по карте (рис. 5.1) от котельной и далее до конечного потребителя. По оси Н откладываются высотные отметки этих горизонталей, обозначенные на карте. Сумма длин li равна длине всей магистрали. 2. На профиле вычерчивается в масштабе высота присоединяемых к сети зданий (высота задается студентом 10 – 30 м). 3. Выбирается (в соответствии с табл. 5.4 в зависимости от температуры воды в прямой сети ~ τ′1) и наносится уровень s-s статического давления на расстоянии Нs-s эквидистантно профилю прокладки сети исходя из условия обеспечения невскипания воды в любой точке района. 4. Проводим касательную к линии s-s в самой высокой точке и одновременно перпендикулярную к оси Н. 5. Откладываем от касательной к линии s-s располагаемое давление у самого удаленного от источника абонента ΔН аб = 20 м вод. ст. 6. Находим точку в середине отрезка ΔН аб и через нее проводим ось будущего пьезометрического графика параллельно оси l. 50 Рис. 5.2. Пьезометрический график водяной тепловой сети при теплоснабжении от котельной. ΔН к(сп) − потеря давления в котле (сетевом подогревателе); ΔН ро − располагаемое давление в месте ответвления; ΔН аб − располагаемое давление у абонентов; ΔН пн − располагаемое давление подпиточных насосов; Т – высота и место зданий абонентов; ΔН сп − располагаемое давление сетевых насосов; ΔН избыт − избыточное давление у абонента; Н s-s − уровень статического давления вскипания воды при температуре τ′1; ΔН аб′ − располагаемое давление в конце ответвления 7. Откладываем расчетные располагаемые давления ΔН Р по участкам i магистрали в местах ответвлений. Половину от ΔН Р – вниз, другую i половину ΔН Р – вверх от оси графика в точках ответвлений. i 8. Соединяем полученные точки прямой линией. 9. Наносятся пьезометрические графики ответвлений к абонентам. 51 Причем половина действительного располагаемого давления ΔН аб′ откладывается вверх, другая половина – вниз от оси графика в конце ответвления (у абонента). Точки концов отрезков ΔН Р и ΔН аб′ соединяют i прямыми линиями и получают пьезометрические графики ответвлений. На линии ΔН аб′ наносятся отрезки ΔН избыт и располагаемого давления ΔН аб у абонента (20 м вод. ст.). Рис. 5.3. Пъезометрический график водяной тепловой сети при теплоснабжении от ТЭЦ. ΔН перд − предельное давление (м. вод. ст.), которое выдерживают сетевые подогреватели ТЭЦ; ΔН б.н − давление бустерных насосов; ΔН сп , ΔН пвк − потери давления в сетевых подогревателях и пиковых водогрейных котлах ТЭЦ; ΔН рк − располагаемое давление в сети на выходе из ТЭЦ; ΔН п.н , 52 ΔН сн − давление подпиточных и сетевых насосов (м. вод. ст.). Остальные обозначения см. на рис. 5.2. 10. К располагаемому давлению в сети на выходе от источника добавляем гидравлическую потерю давления в котлах или сетевых подогревателях ΔН к(сп) . Полученное давление называется располагаемым давлением сетевых насосов. Полученный график называется пьезометрическим. Из графика берутся данные для выбора сетевых и подпиточных насосов по величинам ΔН сн и ΔН пн и расходам воды соответственно из [1]. Расход подпиточной воды в закрытых системах теплоснабжения берется 0,0025 от объема воды, находящейся в магистральном трубопроводе и ответвлениях [6], м3 / ч, или 0,02 от расхода воды на выходе от источника Gр, кг / с, [11]. Таблица 5.4 Зависимость избыточного давления насыщения от температуры воды Расчетная температура воды Давление м вод.ст. τ′, °С (высота линии Нs-s) 110 5 120 10 130 20 140 30 150 40 160 55 170 72 180 93 53 При теплоснабжении от ТЭЦ используют не только сетевые подогреватели, а и пиковые водогрейные котлы, включенные последовательно. Бустерные (вспомогательные) насосы устанавливают перед сетевыми подогревателями, а сетевые – перед пиковыми водогрейными котлами. Бустерные насосы выбирают на такое давление ΔН бн , которое выдерживают водяные камеры сетевых подогревателей Нпред [1], за вычетом давления, создаваемого подпиточными насосами ΔН пн . Сетевые насосы выбирают в зависимости от давления ΔН сн = ΔН рк - ΔН бн + ΔН сп + ΔН пвк , м вод. ст. и расхода воды, равному Gр на выходе из ТЭЦ. Здесь ΔН рк – располагаемое давление в сети на выходе из источника; ΔН сп , ΔН пвк – потери давления в сетевых подогревателях (их может быть 2 штуки, включенных последовательно) и пиковых водогрейных котлах, м вод.ст. Далее анализируется пьезометрический график и решается вопрос о способе присоединения абонентов к сети. В случае пересечения графика с профилем прокладки сети график поднимают на необходимую высоту, чтобы пересечения не было, или ставят повысительную насосную подстанцию на обратном трубопроводе в месте его пересечения с профилем. Если давление в обратной магистрали у какого-либо абонента превышает 60 м вод. ст. (предельное давление, на которое рассчитаны чугунные радиаторы), то абонента присоединяют по независимой схеме или ставят дроссельную подстанцию на прямой и повысительную на обратной магистрали. Если меньше 60 м вод. ст., то по зависимой на ИТП – через элеватор или ЦТП. Напор в обратной магистрали у источника должен быть больше 5 м вод. ст. для предупреждения кавитации в сетевых насосах. При необходимости график поднимается на нужную высоту или устанавливается повысительная подстанция на обратном трубопроводе. На трубопроводах устанавливают дренажи, «воздушники», перемычки между прямой и обратной линиями. Линия давления в обратной магистрали должна лежать 54 выше высоты присоединяемых зданий с целью заполнения их систем водой при запуске перед отопительным сезоном. 5.3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ МАГИСТРАЛЬНОЙ ТЕПЛОВОЙ СЕТИ 5.3.1. Расчет мощности тепловых потерь теплопроводом Потеря мощности всем теплопроводом в окружающую среду, кВт, подсчитывается по формуле Qтп = ∑ (qlп + qlo )(li + l к 1 i i кi )(1 + β′)10 −3 , как для прямого, так и обратного трубопроводов; β′ – коэффициент местных потерь опорами и арматурой (принимается 0,2); li , l – длины магистральных кi участков, ответвлений и вылетов компенсаторов, м (см. главу 5.2.2); qlп , qlo − i i удельная мощность тепловых потерь на участке прямого и обратного трубопроводов, Вт / м (зависит от температуры теплоносителя и диаметра трубопровода), выбирается из табл. 5.2 [9, 10]; к – количество участков тепловой сети. Мощность тепловых потерь прибавляется к максимальной тепловой мощности на отопление, вентиляцию и среднесуточной на г. в. с. абонентов, таким образом, получают необходимую мощность источника теплоснабжения, отпускаемую в водяные тепловые сети. 5.3.2. Расчет толщины тепловой изоляции 1. Термическое сопротивление основного слоя изоляции, К⋅м / Вт, на участке прямого или обратного трубопровода рассчитывается по формуле R= τ′ − t н′ . ql i 55 Здесь τ′ – максимальная температура в трубопроводе при расчетной температуре наружного воздуха t′н, °С. 2. Пренебрегая термическим сопротивлением защитного покрытия по сравнению с сопротивлением основного слоя (ошибка не превышает 20 %), определим толщину основного слоя изоляции для всех участков сети, которая обеспечит расчетную мощность тепловых потерь, м, Δ из = dн [exp(2πλ из R ) − 1] . 2 Здесь dн – наружный диаметр трубопровода, равен внутреннему плюс две толщины стенки, м; λиз – коэффициент теплопроводности основного слоя изоляции, Вт / (м⋅К), берется в [1]. Материал изоляции считается выбранным правильно, если величина 2λ из / α н получается меньше dн (αн – коэффициент теплоотдачи, принимается 8 – 0 Вт / (м2⋅К)). 6. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ УДАР В ВОДЯНЫХ ТЕПЛОВЫХ СЕТЯХ Гидравлическим ударом называется волновой процесс, возникающий в капельной жидкости при быстром изменении ее скорости. В трубопроводах тепловых сетей этот процесс возникает при внезапном отключении сетевых насосов или насосов на насосных подстанциях, при включении насосов на полностью открытые задвижки на всасе и выходе воды и сопровождается мгновенными местными повышениями и понижениями давления, приводящими к разрушению трубопроводов. Давление гидроудара, Па, определяется из выражения: Рг.у = аρ(Δω) . Здесь: а – скорость звука в воде (равна 1000 – 1300, м / с); ρ – плотность воды (равна 1000 кг / м3); Δω – изменение скорости воды в трубе (ω1 – ω2, м / с); ω1 – скорость воды до остановки насоса, ω2 – после остановки насоса. 56 Общее давление в трубопроводе во время гидроудара, Па, равно сумме давлений в данной точке сети в стационарных условиях и давления гидроудара: Ро = Рст + Рг.у . Для борьбы с разрушительным воздействием гидроудара у источников теплоснабжения предусматривают основное и резервное электрическое питание с автоматом включения резерва (переключающее с основного кабеля на резервный), быстродействующие устройства для включения резервного сетевого насоса при выходе из строя рабочего, воздушные колпаки (демпферы) на трассе, разрывные диафрагмы и предохранительные клапаны. 7. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ТРУБОПРОВОДОВ ТЕПЛОВЫХ СЕТЕЙ Напряжения в трубопроводах подразделяются на следующие: 1. напряжение растяжения под действием внутреннего давления в двух плоскостях σ1 – торцевой плоскости, нормальной к оси трубы, мПа: σ1 = Рd в 4Δ Обычно [σ1] = 20 мПа. Здесь: Р – давление внутри трубы, мПа; dв – внутренний диаметр трубы, м; Δ − толщина стенки трубы, м. σ2 – в продольной плоскости, мПа, проходящей через ось трубы: σ 2 = 2σ1 . Результирующее напряжение, мПа, под действием внутреннего давления: σ р = σ12 + σ 22 − σ1σ 2 . 2. напряжение изгиба: 57 σ3 – под действием собственной силы тяжести трубопровода, теплоносителя и тепловой изоляции, мПа: l ∗ q ⋅ 9,8 σ3 = 12W ⋅ 10 6 Здесь: l∗ − расстояние, м, между скользящими (подвижными) опорами. Его находят в [1]; q – масса одного погонного метра трубы с теплоносителем, кг, [1]; W − экваториальный момент инерции сечения трубы, м3 . d н4 − d в4 W = 0,1 , dн где d н , d в − внутренний и наружный диаметры трубы, м. Обычно [σ3] ≅ 35 мПа. σ4 – под действием термической деформации в гнутых Побразных компенсаторах и на участках естественной компенсации, мПа, 0,3 ⋅ 2 ⋅ 10 5 d в (Δх ) σ4 = hк2 Здесь: Δх – удлинение участка трубы между неподвижными опорами при нагревании участка длиной L, м, на Δt, °С; hк − длина вылета П-образного компенсатора, м; dв – внутренний диаметр трубы, м. Обычно [σ4] ≅ 90 мПа. Суммарное напряжение, мПа, от изгиба трубопровода: σ 4 = σ 32 + σ 24 3. напряжение от кручения τ, мПа, под действием термической деформации. Возникает только в пространственных трубопроводах. В плоскостных трубопроводах τ = 0. τ= М кр W ⋅ 10 6 Здесь: W – экваториальный момент инерции сечения трубы, м3; Мкр – крутящий момент, Н⋅м. При одновременном действии всех видов напряжений суммарное напряжение рассчитывается так σ с = σ 2р + σ и2 + 3τ 2 , 58 σс должно быть меньше или равно допустимому [σ] для углеродистой стали. [σ] ≅ 170 мПа. 8. РАСЧЕТ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО РЕЖИМА ВОДЯНЫХ ТЕПЛОВЫХ СЕТЕЙ 8.1. Закрытые водяные тепловые сети Часто бывают такие ситуации, когда к рассчитанной, спроектированной и смонтированной водяной тепловой сети, питающей несколько крупных абонентов от одного источника теплоснабжения, подключаются еще несколько крупных абонентов (или отключается ряд абонентов) с заданным расходом воды. Требуется определить новые расходы воды к прежним абонентам при подключении к сети новых абонентов (нерасчетный режим) при неизменном напоре на сетевых насосах. Для решения поставленной задачи введем ряд новых понятий. Сопротивление участка сети, м⋅с2 / м6. S= ΔΗ V2 Здесь ΔН – потеря давления на участке сети, м. вод. ст.; V – расход воды на участке сети, м3 / с. Проводимость участка сети, м3 / (с⋅м0,5), а= 1 S Сопротивление нескольких участков, включенных последовательно: к S общ = ∑ S i , 1 равно сумме сопротивлений этих участков. К – число участков. Проводимость нескольких участков, включенных параллельно, равна сумме проводимостей этих участков: 59 к аобщ = ∑ аi . 1 Сопротивление нескольких участков, включенных параллельно S общ = 1 ⎛ а⎞ ⎜∑ i ⎟ ⎝ 1 ⎠ к 2 . Имеем водяную закрытую тепловую сеть (рис. 8.1) и пьезометрический график этой сети. В расчетном режиме рассчитаем сопротивления магистральных участков и абонентских вводов. Дано: расходы сетевой воды к абонентам в расчетном режиме: V1, V3, м3 / с, располагаемые напоры, м вод. ст. (рис. 8.1). Сопротивления магистральных участков: SI = ΔΗ рк − ΔΗ р1 (V 1 + V3 ) 2 ; S II = ΔΗ р1 − ΔΗ р3 V32 Сопротивления абонентских вводов: S1 = ΔΗ р1 V12 ; S3 = Проводимость абонентов А1, А3: а1 = ΔΗ р3 V32 . 1 1 , а3 = . S1 S3 Сопротивление водогрейных котлов S вк = ΔΗ вк . (V 1+V3 )2 Будем полагать, что и в нерасчетном режиме сопротивления и проводимости участков и абонентских вводов остаются неизменными. 60 Рис. 8.1. Закрытая водяная тепловая сеть в расчетном режиме с двумя крупными абонентами. Ниже − пьезометрический график сети в расчетном режиме: SI, SII, S1, S3,Sвк – сопротивления магистральных участков, абонентских вводов и водогрейных котлов; V1, V3 – расходы воды к абонентам 1 и 2 в расчетном режиме; ΔНрi − располагаемые напоры, м. вод. ст. Подключается абонент № 2 в середине II-го магистрального участка. Сопротивление этого абонента S2, проводимость а2, необходимый расход воды V2, м3 / с. Расчеты начинаем с правого конечного участка и будем перемещаться влево (рис. 8.2). Рис. 8.2. Закрытая водяная режиме .(Подключился абонент 2). 61 тепловая сеть в нерасчетном Сопротивления магистральных участков S II∗ = S II∗∗ = 0,5S II . Участок с S II∗∗ сопротивлением и абонент А3 включены последовательно. Поэтому S II-3 = S II∗∗ + S 3 . Проводимость этого же участка: аII−3 = 1 . S II−3 Рассматриваемый участок включается параллельно с абонентом А2. Поэтому а2−3 = аII−3 + а 2 . Сопротивление этого же участка 2 – 3: 1 S 2-3 = (a ) 2 2 -3 Участок 2 – 3 включен последовательно с магистральным участком II∗. Поэтому S II-( 2-3 ) = S II∗ + S 2-3 Проводимость этого же участка II∗ – (2 – 3) 1 аII−( 2-3 ) = S II−( 2-3 ) Участок II∗– (2 – 3) включен параллельно с абонентом А1. Поэтому а1−3 = а1 + а II−( 2-3 ) . Сопротивление участка (1 – 3): S1-3 = 1 (a ) 2 . 1-3 Участок (1 – 3) включен последовательно с магистральным участком I. Поэтому S I -3 = S I -3 + S I . Расход воды на магистральном участке I в новом режиме, м3 / с, находится из второго уравнения Кирхгофа для крайнего левого контура: ∗ Vобщ = ΔΗ СН S I-3 + S ВК 62 Расход воды, м3 / с, через абонента А1 в новом режиме находится из второго уравнения Кирхгофа, записанного для левого крайнего контура: ∗ ) ΔН СН − (S I + S ВК )(Vобщ V = S1 2 ∗ 1 Уменьшение расхода к абоненту А1 в процентах ΔV1 = V1 − V1∗ ⋅ 100 V1 . Расход воды, м3 / с, через абонента А2 в новом режиме находится из второго уравнения Кирхгофа, записанного для среднего контура: ∗ S1 (V1∗ ) − S II∗ (Vобщ − V1∗ ) V = S2 2 ∗ 2 Уменьшение расхода воды к А2 в процентах: ΔV2 = V2 − V2∗ ⋅ 100 V2 . Расход воды через абонента А3 в новом режиме находится из первого ∗ − (V1∗ + V2∗ ) . уравнения Кирхгофа: V3∗ = Vобщ Уменьшение расхода воды к абоненту А3 в процентах: ΔV3 = V3 − V3∗ ⋅ 100 V3 . Анализ показывает, что меньше пострадает абонент, расположенный ближе к источнику тепловой энергии, т. е. А1. Абонент А3 недополучит сетевой воды значительно больше, чем абонент А1, после подключения абонента А2 тепловой энергии к абоненту № 3 придет также меньше. Найдем располагаемые двления, м. вод. ст., у абонентов в новом нерасчетном режиме. ΔΗ Р1∗ = S1 (V1∗ ) ; ΔΗ Р2∗ = S 2 (V2∗ ) ; ΔΗ Р3∗ = S 3 (V3∗ ) . 2 2 63 2 Падение давления на водогрейных котлах ∗ ∗ ); ΔΗ ВК = S ВК (Vобщ 2 ∗ ∗ ΔH РК = ΔΗ СН − ΔΗ ВК . Затем расчитывают дроссельные шайбы на вводах к абонентам. Вывод: для восстановления расчетных расходов сетевой воды к абонентам А1 и А3 надо растачивать дроссельные шайбы на вводе к абонентам на больший диаметр, а на источнике установить дополнительные мощности (водогрейные котлы). 8.2. Открытые водяные тепловые сети Задачей расчета гидравлического режима открытых водяных тепловых сетей является определение пределов изменения давления сетевых насосов при изменении расхода воды на горячее водоснабжение от минимального до максимального значений, которые обеспечат постоянный расход сетевой воды в отопительные приборы теплопотребителей. Пределы изменения давления сетевых насосов определяют из уравнения ΔΗ СН 2 2 = α 2 = S П (1 + nβ ) + S Э + S O [1 − (1 − β ) ⋅ n] , Р ΔΗ СН которое показывает отношение давления сетевых насосов при включенном водоразборе на горячее водоснабжение и расходе воды в отопительные приборы к давлению сетевых насосов при выключенном водоразборе, когда вода от насоса поступает только в отопительные приборы. Здесь: n = Gгвс /GОР – отношение расхода воды на горячее водоснабжение и расчетного на отопление; п β = Gгвс /Gгвс – доля воды на горячее водоснабжение из прямой сети от общего расхода; S п ; S O ; S Э – относительные сопротивления прямой, обратной труб и элеватора, причем S п + S O + S Э = 1. 64 Меняя пределы β и n от 0 до 1, определяют пределы изменения давления сетевых насосов, которые используют при выборе насосов. 8.3. Расчет потокораспределения в сети, питаемой от нескольких источников Тепловая сеть, питаемая от двух источников теплоснабжения, представлена на рис. 8.3. Исходные данные для расчета: расходы воды через абонентов: v1, v2, v3, м3 / с; сопротивления магистральных участков: SI, SII, SIII и SIV, м⋅с2 / м6; напоры, создаваемые сетевыми насосами в котельной слева ΔНА и справа ΔНВ, м. вод. ст. Требуется найти расходы воды в магистральных участках тепловой сети: VI, VII, VIII, VIV, м3 / с. Назначим точку водораздела – К и направления потоков стрелками. Для узла «a» напишем первое уравнение Кирхгофа: VI - v1 - VII = 0 Зададим произвольно в первом приближении расход VI, м3 / с, с последующим уточнением. Тогда расход VII = VI - v1. Напишем располагаемый перепад давлений в точке К в м3 / с, с положительном потоке воды (слева от точки К): ΔΗ к+ = ΔΗ А − S IVI 2 − S IIVII2 Для узла «в» напишем первое уравнение Кирхгофа: VIV - v3 - VIII = 0 Зададим произвольно в первом последующим уточнением. Тогда расход VIII = VIV - v3. 65 приближении VIV, Напишем располагаемый перепад давлений в точке К в отрицательном потоке воды (справа от точки К). ΔΗ к− = ΔΗ В − S IVVIV2 − S IIIVIII2 Рис. 8.3. Водяная тепловая сеть с тремя крупными теплопотребителями, питаемая от двух источников и пьезометрический график. СНА, СНВ − сетевые насосы на двух источниках; ΔНi – располагаемые напоры, м. вод. ст.; VI, VII, VIII, VIV – расходы воды на магистральных участках I, II, III и IV, соответственно, м3/с; V1, V2, V3, V4 – расходы воды к теплопотребителям, м3 / с Навязка располагаемых перепадов давления в точке К слева и справа: ΔΗ к = ΔΗ к+ − ΔΗ к− . Если величина навязки нас не устраивает, то находим увязочный расход ΔV = ΔΗ к z 2∑ SiVi 1 66 Здесь: z – число магистральных участков; Si – сопротивление i-го магистрального участка; Vi – расход воды на этом же магистральном участке, м3 / с. Если ΔΗ к+ (слева от точки К) получается больше, чем ΔΗ к− (справа от точки К), значит левые участки недогружены. Если наоборот, то недогружены участки справа от точки К. К недогруженным участкам прибавляем увязочный расход ΔV, на перегруженных участках – отнимаем. Новые расходы на магистральных участках: VI∗ = VI + ΔV – недогруженный участок VII∗ = VII + ΔV – то же VIII∗ = VIII − ΔV – перегруженный участок VIV∗ = VIV − ΔV – то же. Второе приближение Располагаемый перепад давлений в точке К в положительном потоке (слева от точки К): (ΔΗ ) + ∗ к = ΔΗ А − S I (VI∗ ) − S II (VII∗ ) 2 2 Располагаемый перепад давлений в точке К в отрицательном потоке (справа от точки К): (ΔΗ ) − ∗ к = ΔΗ B − S IV (VIV∗ ) − S III (VIII∗ ) 2 2 Невязка располагаемых перепадов давлений в точке К во втором приближении: ΔΗ к∗ = (ΔΗ к+ ) − (ΔΗ к− ) . ∗ ∗ Увязочный расход во втором приближении: ΔV = ∗ ΔΗ к∗ z 2∑ SiVi . ∗ 1 Новые расходы на магистральных участках во втором приближении: VI∗∗ = VI∗ + ΔV ∗ 67 VII∗∗ = VII∗ + ΔV ∗ VIII∗∗ = VIII∗ − ΔV ∗ VIV∗∗ = VIV∗ − ΔV ∗ Возможно будет и третье приближение, до тех пор пока ΔΗ кi станет равной нами заданной величине. Выписываем расходы на магистральных участках. Теперь можно найти их диаметры и построить пьезометрический график ΔΗ 1 = ΔΗ А − S I (VI∗∗ ) ; ΔΗ 2 = ΔΗ к ; ΔΗ 3 = ΔΗ В − S IV (VIV∗∗ ) 2 2 9. ОБОРУДОВАНИЕ И НАЗНАЧЕНИЕ ЦЕНТРАЛЬНЫХ ТЕПЛОВЫХ ПОДСТАНЦИЙ (ЦТП) И ИНДИВИДУАЛЬНЫХ ТЕПЛОВЫХ ПУНКТОВ (ИТП) Между источником теплоснабжения и теплопотребителем размещаются ЦТП или ИТП. ЦТП сооружаются во дворах на целый квартал теплопотребителей, ИТП только на отдельного теплопотребителя и, как правило, в подвальном помещении. Назначение ЦТП и ИТП – экономить затраты электроэнергии на привод сетевого насоса и капитальные затраты на металл и тепловую изоляцию тепловых сетей. Действительно, для передачи одной и той же мощности, кВт, от источника до абонента Q водой при разности температур в прямой и обратной трубах τ′1 - τ′2 = 150 - 70 = 80°С и τ′1 - τ′2 = 90 - 70 = 20°С расход сетевой воды G = Q/(τ′1 - τ′2)⋅4,19 будет отличаться в четыре раза. Мощность привода будет меньше в четыре раза и затраты электрической энергии будут меньше во столько же раз. Диаметр труб будет меньше в корень квадратный из отношения расходов, т. е. в два раза. 68 9.1. Закрытые системы теплоснабжения Схема ЦТП для закрытых тепловых сетей представлена на рис. 9.1. Обязательным элементом ЦТП является смесительный насос, который подмешивает обратную воду после отопительных установок абонентов с температурой τ2 к прямой воде с температурой τ1 и делает температуру воды на выходе из ЦТП – τ3. Она же поступает в отопительные приборы. Температура τ3 в предельном случае, когда температура наружного воздуха равна расчетной – t′н, не должна превышать 90°С (согласно санитарным нормам). Имеются две ступени подогрева холодной водопроводной воды, которая используется для целей горячего водоснабжения. Для поддержания температуры tгвс = 55°С имеется регулятор температуры – 18. Для удаления из горячей воды растворенных газов (О2, N2, СО2) используется вакуумный деаэратор – 4, эжектор – 5, циркуляционный насос – 6 и бак-газоотделитель – 7. Баки-аккумуляторы – 9 предназначены для сглаживания неравномерности графика водоразбора на горячее водоснабжение. Клапан – 15 регулирует расход воды в системы отопления. Насос рециркуляции – 10 поддерживает постоянную температуру воды у кранов горячей воды абонентов. Имеются грязевики – 11 для улавливания посторонних предметов, попавших в трубы во время ремонта или монтажа. Термометрами – 19 фиксируют температуру, манометрами – 20 замеряют избыточное давление в прямом и обратном трубопроводах. Для учета тепловой энергии на квартал установлен теплосчетчик – 14 и расходомер на горячую воду – 12. Вода на гвс из сети не отбирается. В зависимости от отношения max Qгвс / Qо,max в предусматриваются разные схемы включения подогревателей горячей воды – 1 и 2. Если это отношение меньше или равно 0,6, то применяют двухступенчатую последовательную схему включения max теплообменников с отопительными приборами. Если 0,6< Qгвс / Qо,max < 1,2, то в применяют двухступенчатую смешанную схему включения, когда первая 69 ступень включается последовательно с отопительными приборами, а вторая – параллельно. Когда упомянутое соотношение больше или равно 1,2, то используется одна вторая ступень, которая включается параллельно с отопительными приборами абонентов. Рис. 9.1. Схема ЦТП для закрытых тепловых сетей. 1 – первая ступень подогрева воды на гвс; 2 – вторая ступень подогрева воды на гвс; 3 – смесительные насосы; 4 – вакуумный деаэратор; 5 – эжектор; 6 – циркуляционный насос; 7 – бак газоотделитель; 8 – насос гвс; 9 – баки-аккумуляторы; 10 – насос рециркуляции гвс; 11 – грязевики; 12 – счетчик воды на гвс; 13 – насос водопроводной воды; 14 – теплосчетчик;15 – регулятор расхода; 16 – канализация; 17 – водопровод; 18 – регулятор температуры горячей воды; 19 − термометры; 20 − манометры. Рис. 9.2. Схема ЦТП для открытых систем теплоснабжения. 70 1 – смесительные насосы; 2 – счетчик воды гвс; 3 – грязевики; 4 – обратный клапан; 5 – регулятор расхода; 6 – регулятор температуры воды на гвс; 7 – термометры; 8 – манометры; 9 – теплосчетчик. Схема индивидуального теплового пункта (ИТП) отличается от схемы ЦТП только заменой смесительного насоса – 3 на элеватор. Элеватор – это струйный смесительный насос, имеющий постоянный коэффициент смешения при переменных гидравлических режимах (рис. 9.3). Элеваторы выбираются по номограмме сопротивления отопительной с использованием двух параметров системы и коэффициента – инжекции. Упомянутые два параметра определяют номер элеватора и диаметр сопла [13]. ЦТП для цехов промпредприятий сооружаются отдельно, т. к. в них отопительный сезон начинается позже из-за внутренних тепловыделений. 9.2. Открытые системы теплоснабжения В открытых системах теплоснабжения вода на горячее водоснабжение отбирается непосредственно из трубопровода обратной воды, прямой или смешанной. Схема ЦТП представлена на рис. 9.2. Предусмотрена установка смесительного насоса – 1, благодаря ему происходит подмес обратной воды из отопительных систем абонентов с температурой τ2 к прямой воде с температурой τ1. Смешанная вода с температурой τ3 поступает в отопительные установки абонентов. Имеется регулятор расхода воды в отопительные приборы – 5. Регулятор – 6 поддерживает температуру горячей воды – 55°С. Для регистрации тепловой энергии имеются теплосчетчик – 9 и расходомер воды на горячее водоснабжение – 2. Установлены грязевики – 3, манометры – 8 и термометры – 7 для задерживания посторонних предметов, замера давления и температуры. Регулятор – 5 поддерживает постоянный расход воды на отопление. 71 Рис. 9.3. Элеваторное устрoйство. 1 – сопло; 2 – камера смешения; 3 – диффузор; τ1, τ2, τ3 – температуры прямой, обратной и смешанной воды. Между ЦТП (ИТП) и абонентами находятся внутриквартальные (распределительные) водяные тепловые сети. В закрытых системах теплоснабжения их, как правило, четыре – прямая и обратная для отопления, прямая горячего водоснабжения и линия рециркуляции горячей воды. Обычно внутриквартальные тепловые сети прокладывают под землей канально или бесканально. 10. РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ТЕПЛОВЫХ ПОТЕРЬ ВНУТРИКВАРТАЛЬНЫМИ ТЕПЛОВЫМИ СЕТЯМИ Однотрубный теплопровод подземной бесканальной прокладки. На трубу наносят антикоррозионное покрытие, затем пенополиуритан и полиэтиленовую оболочку. Заданными величинами являются: h – глубина заложения трубы над уровнем земли; диаметр трубы – dтр и изоляции – dи, м. Температура теплоносителя τ. Коэффициенты теплопроводности изоляции – λиз, грунта – λгр и температура грунта – tгр. 72 Требуется определить мощность тепловой потери с 1 метра длины трубопровода. Алгоритм расчета: 1. определяем термическое сопротивление изоляции: Rиз = 2. определим термическое сопротивление грунта: Rгр = d 1 ⋅ ln и ; 2 πλ из d гр 1 4h ⋅ ln ; 2 πλ гр dи 3. найдем суммарное термическое сопротивление изоляции и грунта: R = Rи + Rгр ; 4. удельная тепловая потеря, Вт / м: q = τ − t гр R . Двухтрубный теплопровод подземной бесканальной прокладки. Заданными являются диаметры труб dт1 и dт2, диаметры изоляции dи1 и dи2, глубина заложения теплопровода над уровнем земли – h, расстояние между осями труб – в, м. Температуры теплоносителей в трубах τ1 и τ2 , грунта tгр. Теплопроводность материала изоляции λиз и грунта λгр. Требуется рассчитать удельную мощность тепловой потери qобщ, Вт / м. Алгоритм расчета: 1. термическое сопротивление изоляции первой трубы: Rи1 = d 1 ⋅ ln и1 ; 2πλ из d т1 2. термическое сопротивление изоляции второй трубы: Rи2 = d 1 ⋅ ln и2 ; 2 πλ из d т2 3. термическое сопротивление грунта относительно первой трубы: Rгр1 = 1 4h ⋅ ln ; d и1 2 πλ гр 4. термическое сопротивление грунта относительно второй трубы: Rгр2 = 1 4h ⋅ ln ; d и2 2 πλ гр 73 5. суммарное термическое сопротивление изоляции первой трубы и грунта относительно первой трубы: R1 = Rи1 + Rгр1 ; 6. суммарное термическое сопротивление изоляции второй трубы и грунта относительно второй трубы: R2 = Rи2 + Rгр2 ; 7. условное дополнительное термическое сопротивление, учитывающее совместную прокладку двух труб с разными температурами теплоносителей: 2 1 ⎛ 2h ⎞ R0 = ⋅ ln 1 + ⎜ ⎟ ; 2 πλ гр ⎝ в ⎠ 8. удельная мощность тепловой потери первой трубой, Вт / м: q1 = (τ 1 − t гр )R2 − (τ 2 − t гр )R0 R 1 R2 − R02 ; 9. удельная мощность тепловой потери второй трубой, Вт / м: q2 = (τ 2 − t гр )R1 − (τ1 − t гр )R0 R 1 R2 − R02 ; 10. удельная мощность тепловой потери двух труб вместе, Вт / м: qобщ = q1 + q2 . Однотрубный теплопровод канальной прокладки. Исходные данные для расчета: размеры канала по внутреннему обмеру а х в; толщина стенки канала – Δ; диаметр трубы – dт; диаметр изоляции – dи; глубина заложения трубы от поверхности земли – h, м; температура теплоносителя в трубе – τ; температура грунта – tгр, °С; коэффициенты теплоотдачи снаружи изоляции – αни и к внутренней поверхности канала – αвпк, Вт / (м2⋅К); коэффициенты теплопроводности материала изоляции – λиз и канала – λк, Вт / (м⋅К). Требуется определить удельную мощность тепловой потери – q, Вт / м. Алгоритм расчета: 74 1. диаметр канала по внутреннему обмеру: d к1 = 2(а + в ) / π ; 2. диаметр канала по внешнему обмеру: d к2 = 2[(а + 2Δ ) + (в + 2Δ )]/ π ; 3. термическое сопротивление канала, м⋅К / Вт: Rк = d 1 ⋅ ln к2 ; 2 πλ к d к1 4. термическое сопротивление теплоотдачи к внутренней поверхности канала: 1 ; πd к1 ⋅ α впк Rвпк = 5. эквивалентный диаметр канала, м, по обмеру: dэ = 4 Fк ; Рк 6. термическое сопротивление грунта: Rгр = 1 4h ⋅ ln ; 2 πλ гр dэ 7. термическое сопротивление теплоотдачи снаружи изоляции: Rни = 1 ; πd и ⋅ α ни 8. термическое сопротивление изоляции: Rи = d 1 ⋅ ln и ; 2 πλ из dт 9. температура внутри канала, °С: t гр τ + R + Rни Rвпк + Rк + Rгр tк = и ; 1 1 + Rи + Rни Rвпк + Rк + Rгр 10. удельная мощность тепловой потери, Вт / м: q= τ − tк ; Rи + Rнии 75 Двухтрубный теплопровод канальной прокладки Исходные данные для расчета мощности тепловой потери: размеры канала по внутреннему обмеру – а, в; толщина стенки канала – Δ; глубина заложения труб от поверхности земли – h, м; коэффициенты теплопроводности материала изоляции – λиз и грунта – λгр, Вт / (м⋅К); температура теплоносителя в трубах – τ1 и τ2; температура грунта – tгр, °С; диаметры труб – dт1 и dт2; диаметры изоляции труб – dи1 и dи2; коэффициенты теплоотдачи от наружной поверхности изоляции – αни и к внутренней поверхности канала – αвпк, Вт / (м2⋅К). Требуется определить удельную мощность тепловой потери – qобщ, Вт / м. Алгоритм расчета: 1. зададим в первом приближении температуру внутри канала – tк∗ (≅ 25°С); 2. из [14] для заданной температуры в канале находим удельную мощность тепловой потери для одной трубы – ql∗1 и для другой трубы – ql∗2 , Вт / м; 3. найдем термическое сопротивление изоляции первой трубы, м⋅К / Вт: τ1 − t к∗ Rи1 = ; ql∗1 4. термическое сопротивление изоляции второй трубы: τ 2 − t к∗ Rи2 = ql∗2 5. диаметр канала по внутреннему обмеру: d к1 = 2(а + в ) / π ; 6. диаметр канала по внешнему обмеру: d к2 = 2[(а + 2Δ ) + (в + 2Δ )]/ π ; 7. термическое сопротивление канала: 76 Rк = d 1 ⋅ ln к2 ; 2 πλ к d к1 8. термическое сопротивление теплоотдачи к внутренней поверхности канала: Rвпк = 1 ; πd к1 ⋅ α впк 9. эквивалентный диаметр канала по наружному обмеру: dэ = 4 Fк ; Рк здесь Fк и Рк – площадь сечения канала и его периметр по наружному обмеру, м2 и м; 10. термическое сопротивление грунта: Rгр = 1 4h ⋅ ln ; 2 πλ гр dэ 11. термическое сопротивление теплоотдачи снаружи изоляции первой трубы: Rни1 = 1 ; πd и1 ⋅ α ни 12. термическое сопротивление теплоотдачи снаружи изоляции второй трубы: Rни2 = 1 ; πd и2 ⋅ α ни 13. суммарное термическое сопротивление изоляции и теплоотдачи снаружи изоляции первой трубы: R1 = Rи1 + Rни12 ; 14. суммарное термическое сопротивление изоляции и теплоотдачи снаружи изоляции второй трубы: R2 = Rи2 + Rни2 ; 15. определим фактическую температуру в канале, °С: 77 t гр τ1 τ 2 + + R R2 Rвпк + Rк + Rгр ; tк = 1 1 1 1 + + R1 R2 Rвпк + Rк + Rгр 16. если фактическая температура в канале отличается от заданной в первом приближении (см. пп. 1), то вводим поправку на удельную мощность тепловой потери для первой трубы: ql1 = ql∗1 для второй трубы: ql 2 = ql∗2 τ1 − t к , τ1 − t к∗ τ 2 − tк ; τ 2 − t к∗ 17. суммарная удельная мощность тепловой потери от двух труб, Вт / м: qобщ = ql1 + ql 2 . Для нахождения мощности теплопотери со всей длины теплопровода – Qтп надо умножить qобщ на его длину. Полученную величину Qтп прибавляют к полезной мощности теплопотребителя на отопление, вентиляцию и горячее водоснабжение. Таким образом, рассчитывают мощность, отпускаемую в тепловые сети от источника теплоснабжения. 11. СНАБЖЕНИЕ ХОЗЯЙСТВЕННО-ПИТЬЕВОЙ И ТЕХНИЧЕСКОЙ ВОДОЙ БЫТОВЫХ И ПРОМЫШЛЕННЫХ ПОТРЕБИТЕЛЕЙ Расчетный среднесуточный расход воды на хозяйственно-питьевые нужды районом, м3 / сут [36]: Vсутср = ∑ (qiср Ni )10 −3 . m 1 Здесь: Ni – число жителей в районе, чел.; qiср − среднесуточная норма расхода холодной воды на одного жителя района, л / (сут.⋅чел.) (см. табл. 11.1); m – число групп однотипных потребителей холодной воды. 78 Таблица 11.1 Потребление холодной воды бытовыми потребителями, л / (сут.⋅чел.) № Характер оборудования зданий санитарно- п/п техническими устройствами qiср , [л / (сут.⋅чел)] 1 Водоразборные колонки на улицах 30 – 50 2 Только водопровод холодной воды и канализация 125 – 160 3 Водопровод холодной воды, канализация, ванны с 160 – 230 местными водонагревательными колонками 4 Водопровод холодной воды, канализация, ванны с 230 – 350 централизованным горячим водоснабжением Потребление воды на хозяйственно-бытовые нужды в течение суток очень неравномерно (см. рис. 11.1). минимальный расход воды приходится от 2 до 5 часов, максимальный от 9 до 12 и с 19 до 21 час. Рис. 11.1. График суточного потребления холодной воды бытовыми потребителями: Vсутmin , Vсутср , Vсутmax − минимальный, средний и максимальный водоразбор Вводятся понятия: 1. коэффициенты суточной неравномерности водоразбора: max К сут = Vсутmax /Vсутср = 1,1 − 1,3 , 79 min К сут = Vсутmin /Vсутср = 0,7 − 0,9 ; Суточный расход максимальный и минимальный холодной воды, м3 / сут: max Vсутmax = Vсутср ⋅ К сут , min Vсутmin = Vсутср ⋅ К сут ; 2. коэффициенты часовой неравномерности потребления холодной воды на хозяйственно-бытовые нужды района: max К час = α max β max , min К час = α min β min . Здесь: α max =1,2 – 1,4; αmin = 0,4 – 0,6 – коэффициенты, учитывающие степень благоустройства зданий и климатические условия; βmax и βmin – коэффициенты, зависящие от числа жителей в данном районе. Так при числе жителей в районе 1; 100; 1000 тыс. человек, βmax = 2; 1,1; 1, а βmin = 0,1; 0,7; 1. Тогда часовой расход холодной воды, м3 / ч, максимальный и минимальный: max / 24 , Vчасmax = Vсутср ⋅ К час min / 24 . Vчасmin = Vсутср ⋅ К час На эти расходы рассчитываются и выбираются водопроводы, насосы, водонапорные башни. Кроме расхода воды на хозяйственно-бытовые нужды необходимо учитывать расход воды на тушение пожаров в данном районе. Так для района с числом жителей 100 тыс. человек планируется qср = 30 л / (сут.⋅чел.), а с числом жителей 0,8 – 1,0 млн.человек qср = 9 л / (сут.⋅чел.). Схема водоснабжения района представлена на рис. 11.2. Схемой предусматривается очистка речной воды и доведение ее качества до питьевой. Водонапорные башни для стабилизации напора воды у потребителей. Канализационные сети для водоотведения сточных вод. И, наконец, станция очистки сточных вод перед сбрасыванием в реку. Промышленные потребители холодной воды на хозяйственнобытовые и технические цели. 80 Промышленные предприятия потребляют холодную водопроводную воду на хозяйственно-бытовые цели – это душевые в цехах, в столовых для приготовления пищи, питье рабочих в цехах, на технические цели – это охлаждающая вода в подшипниках вращающихся механизмов, в конденсаторах паровых турбин и электрогенераторах, металлургических печах и т. д. Так, на производствах, связанных с загрязнением тел или требующих особого санитарного режима, должен быть учтен расход холодной воды в душевых из расчета 500 л / ч на одну душевую сетку в течение 45 минут после окончания смены. Количество душевых сеток на одного рабочего определяется условиями труда на рабочем месте. Для цехов с производственными процессами, не вызывающими загрязнение одежды и рук, положено Р = 1 сетка на 15 рабочих. То же, но вызывающее указанные загрязнения Р = 1 сетка на 7 рабочих. Для цехов с применением воды и выделением значительного количества пыли Р = 1 сетка на 5 рабочих. Рис. 11.2. Прямоточная схема снабжения холодной водой района. 1 – насосная станция первого подъема; 2 – водоочистные сооружения; 3 – резервуар чистой воды; 4 – насосная станция второго подъема;5 – 81 водонапорная башня; 6 – распределительные сети; 7 – потребители холодной воды; 8 – канализационные сети; 9 – станция очистки сточных вод. Для цехов с выделением особо загрязняющих веществ Р = 1 сетка на 3 рабочих. Расход воды на питьевые нужды рабочих для цехов со значительными тепловыделениями (20 Вт / чел) составляет 45 л / (чел⋅смену). Для ориентировочных расчетов потребления холодной водопроводной воды промышленными предприятиями можно воспользоваться данными в [15]. Схема водоснабжения промышленного предприятия представлена на рис. 11.3. Схема предусматривает очистку воды, повторное использование воды после охлаждения в градирне и очистку канализационных стоков перед сбрасыванием в реку. В водоочистных сооружениях речная вода доводится до питьевого качества следующими мероприятиями: 1. осветление воды. Производится отстаиванием в отстойниках. Для ускорения процесса применяют коагулянты; 2. обесцвечивание воды – удаление из воды окрашенных коллоидов. Для этого применяют окислители (хлорка, озонирование). 82 Рис. 11.3. Комбинированная схема холодного водоснабжения промышленного предприятия. 1 – насосная станция первого подъема; 2 – водоочистные сооружения; 3 – резервуар чистой воды; 4 – насосная станция второго подъема; 5 – промышленное предприятие; 6 – градирня для охлаждения технической воды; 7 – сборная камера; 8 – циркуляционные насосы; 9 – станция очистки сточных вод; 3. обезжелезивание воды. Достигается продуванием через воду воздуха; 4. фторирование питьевой воды – внесение в воду соединений фтора. Делается это для предотвращения кариеса зубов; 5. обеззараживание воды – удаление из воды бактерий и вирусов. Достигается это хлорированием, озонированием или облучением воды ультрафиолетовыми лучами. После прохождения воды через водоочистные сооружения вода удовлетворяет требованиям к качеству хозяйственно-питьевой воды, которые сформулированы ГОСТом 2874-82 «Вода питьевая». Мутность − до 1,5 мг / л Цветность − 20 градусов Хлориды − 350 мг / л Сульфаты − 500 мг / л Алюминий − 0,5 мг / л Водородный показатель РН − 6,5 – 8,5 Общая жесткость − до 7 мг – экв / л Железо − 0,3 мг / л Свинец − 0,001 мг / л Медь − до 1 мг / л Цинк − до 5 мг / л Нитраты − до 10 мг / л Общее количество бактерий в 1 мл − 100 шт. 83 12. ИСТОЧНИКИ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЕЙ 12.1. Производственные и отопительные котельные 12.1.1. Котельные с паровыми котлами Котельная предназначена для отпуска водяного пара промышленным потребителям и для подогрева сетевой воды, необходимой для отопления, вентиляции и горячего водоснабжения промышленных цехов, общественных, административных и жилых зданий. Исходные данные для расчета и выбора оборудования: 1. Расход промышленного пара, Dп, кг / с. 2. Доля возвращаемого конденсата промышленного пара с предприятий, β = 0 − 1. 3. Давление и температура промышленного пара на выходе из котельной, Рп, мПа; tп, °С (см. гидравлический расчет паропровода). 4. Система теплоснабжения – закрытая двухтрубная. 5. Максимальная тепловая мощность всех потребителей на отопление и вентиляцию и среднесуточная на горячее водоснабжение (г. в. с.) ср Q max = Qo,max + Qгвс , кВт. в 6. Температура прямой и обратной воды в отопительных системах абонентов при расчетной наружной температуре воздуха: τ′1 и τ′2. 7. Расчетный расход сетевой воды на выходе из котельной: Gр, кг / с (см. гидравлический расчет сети). 8. Мощность тепловых потерь в водяной теплосети в окружающую среду: Qт.п, кВт. 9. Расход подпиточной воды в тепловую сеть: Gпод.в, кг / с. 10. Расход воды на горячее водоснабжение (г. в. с.) – Gгвс, кг / с. 11. Марка парогенераторов. 84 Цель расчета тепловой схемы – определить паропроизводительность котельной, потоки воды и пара в отдельных точках схемы, а по ним выбрать основное и вспомогательное оборудование [30]. Методика справедлива как для вновь создаваемых, так и расширяемых котельных. При расширении котельной тепловая схема просчитывается на полную мощность с учетом расширения. Расчетная принципиальная тепловая схема котельной показана на рис. 12.1. Паропроизводительность котельной, кг / с, D∗к = Dп + Dсп + Dсн-(Gроу1 + Gроу2), где Dп – расход промышленного пара, кг / с; Dсп – расход пара на сетевые подогреватели, кг / с; Dсн – расход пара на собственные нужды котельной (деаэраторы подпиточной Dд1 и питательной Dд2 воды, подогреватели водопроводной Dп1 и химически умягченной Dп2 воды и мазутное хозяйство Dмх = 0,03 Dп), кг / с; Gроу1 и Gроу2 – расход питательной воды, впрыскиваемой в пароохладитель РОУ1 промышленного пара и РОУ2 пара, идущего на собственные нужды и в сетевые подогреватели, кг / с. Определим перечисленные расходы пара. Определение расхода пара на сетевые подогреватели. Для этого сначала определим температуру обратной сетевой воды на входе в котельную: τ ∗2 = τ ′2 − Gгвс (τ ′2 − 15) , °С. G р ⋅η Определим энтальпию, кДж / кг, конденсата греющего пара после охладителя iок′ = 4,19(τ ∗2 + Δt ) , где τ∗2 + Δt – температура охлажденного конденста – tок. Здесь: Δt – недоохлаждение конденсата до температуры обратной сетевой воды в охладителе (принимается 10°С); η – КПД подогревателя г. в. с. на ЦТП, принимается 0,98 (98 %). 85 Все остальные обозначения см. в исходных данных для расчета и выбора оборудования. Температура насыщения в сетевом подогревателе tнас = τ′1 + Δt1, где Δt1 – недогрев сетевой воды в сетевом подогревателе до температуры насыщения, принимается 10°С. Энтальпия i″сп и давление в сетевом подогревателе находятся по температуре насыщения (кипения) из таблиц [7]. Расход пара на сетевые подогреватели, кг / с, определяется из уравнения теплового баланса: Q max + Qтп Dсп = , (iсп′′ − iок′ ) ⋅ η сп где ηсп – КПД сетевого подогревателя, принимается 0,98 (98 %). Температура сетевой воды, °С, после охладителя конденсата находится из уравнения теплового баланса охладителя: τ ∗2∗ = τ ∗2 + Dсп (tнас − tок )η , Gр где Gр – расчетный расход сетевой воды, кг / с, на выходе из котельной; η – кпд охладителя (принимается 0,98). Определим расход продувочной воды из паровых котлов, кг / с, Gпр = α пр 100 (Dп + Dсп + K ⋅ Dп ) , где αпр – процент продувки котлов (зависит от качества сырой (исходной) воды и способа химводоподготовки), рассчитывается по методике [16] или принимается студентом в пределах 3 – 15 %. Расчет тепловой схемы котельной выполняется методом последовательных приближений, поэтому коэффициент К в первом приближении принимается 0,08 – 0,15 с последующим уточнением. Величина К⋅Dп выражает расход пара котельной на собственные нужды, а сумма Dп + Dсп + K ⋅ Dп = Dк – паропроизводительность котельной в первом приближении, кг / с. 86 Рис. 12.1. Принципиальная расчетная тепловая схема паровой котельной. 1 – паровые котлы; 2 – сетевые подогреватели (СП); 3 – охладители конденсата; 4, 5 – деаэраторы питательной и подпиточной воды; 6 – химводоочистка; 7 – сепаратор непрерывной продувки котлов; 8 – охладитель СНП котлов; 9 – барботер; 10 – подогреватель сырой воды; 11 – подогреватель химочищенной воды; 12 – охладитель деаэрированной воды; 13 – РОУ1 – промышленного пара; 14 – перепускной клапан; 15 – РОУ2 – пара на собственные нужды и сетевые подогреватели; 16 – питательные насосы; 17 – сетевые насосы; 18 – подпиточные насосы; 19 – насосы аварийной подпитки сети; 20 – канализация; 21 – конденсатный бак; 22 – насосы сырой воды; 23 – коллектор водопроводной воды; 24 – бакиаккумуляторы; 25 – конденсатные насосы. Найдем расход продувочной воды из СНП, кг / с, уходящей в канализацию, из решения системы уравнений материального и теплового балансов СНП (сепаратора непрерывной продувки) 87 ∗ ′′ − iпр iпр ′ = Gпр Gпр ′′ − iпр ′ iпр . Расход вторичного пара из СНП, идущего в питательный деаэратор, кг / с, ′ , Dпр = Gпр − Gпр где iпр∗ – энтальпия продувочной воды из барабана котла, определяется по давлению воды в барабане котла из таблиц [7]. Промышленные паровые котлы выпускаются на стандартный ряд абсолютных давлений 1; 1,4; 2,4 и 4 МПа. Давление за котлом выбирают по давлению промышленного пара Рп. i″пр и i′пр – энтальпии пара и кипящей воды на выходе из СНП. Находятся из таблиц [7] по давлению 0,12 МПа в деаэраторе питательной воды, с которым СНП связан паропроводом (см. рис. 12.1). Определим расход водопроводной воды, кг / с, на входе в котельную для восполнения потерь: [ ] ′ , G в.в = 1,25 (1 − β )Dп + G под.в + 0,03 Dп + G пр где (1 - β)Dп – невозврат конденсата с производства; Gпод.в – потеря воды в тепловых сетях; 0,03Dп – потеря конденсата и воды внутри котельной. Найдем из уравнения теплового баланса охладителя непрерывной продувки котлов температуру водопроводной воды после охладителя: ′ = tx + t вв ′ G пр Gв.в (t ′ пр − t охл )η , °С. Здесь tохл – температура воды после охладителя, удаляемой в канализацию, принимается 50°С; tх – температура холодной водопроводной воды, принимается 5°С; η = 0,98 – коэффициент теплопотерь охладителя; t′пр – температура воды, уходящей из СНП, равна 105°С. Расход пара на подогреватель водопроводной воды, кг / с, находится из уравнения теплового баланса подогревателя: Dп1 = Gв.в ′′ − t в.в ′ ) 4,19(t в.в η , (iп′′ − iк′ ) п1 88 где t″в.в – температура водопроводной воды за подогревателем перед ХВО (принимается 30°С для нормальной работы химводоочистки); i″п и i′к – энтальпии пара, поступающего на сетевые подогреватели и собственные нужды и конденсата. Определяются из таблиц [7] по давлению пара в сетевых подогревателях (использовано ранее). Определим расход пара, кг / с, на деаэратор подпиточной воды из уравнения теплового баланса: Dg1 = Gпод.в i g′ − 4,19t ∗ i g′′ − 4,19t ∗ , где Gпод.в (см. исходные данные для расчета); i″g, i′g – энтальпия пара и конденсата в деаэраторе, кДж / кг. i″g – находится по давлению после РОУ2 в сетевых подогревателях; i′g – по давлению в деаэраторе 0,12 МПа; t∗ = tн - 20 – температура химочищенной воды на входе в головку деаэратора, °С; tн – температура насыщения (кипения) в деаэраторе, находится из таблиц [7] по давлению в деаэраторе 0,12 МПа, °С. Найдем расход химочищенной воды, кг / с, на входе в головку подпиточного деаэратора: G хов1 = Gпод.в − Dg1 . Расход химочищенной воды на входе в головку питательного деаэратора, кг / с, G хов 2 = Gв.в − G хов1 . 1,25 Определим расход водяного пара на подогреватель химочищенной воды, поступающей в деаэратор питательной воды, кг / с, Dп2 = G хов 2 ⋅ 4,19 t ∗ − t хов . (iп′′ − iк′ )η Здесь tхов – температура воды за химводоочисткой, принимается 27°С; t∗ = tн 20°С (использовалось ранее). Из системы уравнений теплового баланса и сохранения массы найдем расход пара на питательный деаэратор, кг / с, 89 Dg 2 = ( ) ( ) ′ ) + G хов 2 ig′ − 4,19t ∗ + βDп + Dмx + Dп1 + Dп 2 (ig′ − 4,19t к ) − Dпр (iпр ′′ − ig′ ) Dсп (ig′ − iок (i′′ − i ′ )⋅ η n g . п Здесь tк – температура конденсата, возвращаемого с производства (принимается 95°С). Все остальные символы использовались ранее. Производительность питательного деаэратора, кг / с, G g 2 = D g 2 + G хов 2 + Dп1 + Dп 2 + Dмх + Dсп + Dпр + βDп . Уточненный расход на собственные нужды, кг / с, Dсн = D g1 + D g 2 + Dп1 + Dп 2 + Dмх ,. (Ранее принимался в первом приближении Dсн = К⋅Dп, где К = 0,08 - 0,15). Найдем расход воды, впрыскиваемой в пароохладитель РОУ1, при получении редуцированного промышленного пара из уравнения теплового баланса РОУ1: GРОУ1 = Dп iк′′ − in′′ , кг / с ′ iк′′ − iпв Здесь i″к – энтальпия пара за котлом, определяется по давлению и температуре пара за котлом из таблиц [1]. Параметры пара за котлом определяются из [7]. i″n – энтальпия пара, отпускаемого на промышленные нужды, находится по давлению и температуре промышленного пара (см. исходные данные для расчета); i′пв – энтальпия питательной воды перед котлом, равна i′g, кДж / кг (см. ранее). Расход питательной воды, впрыскиваемой в пароохладитель РОУ2 при получении пара, идущего в сетевые подогреватели и отпускаемого на собственные нужды котельной, кг / с, GРОУ 2 = (Dсп + Dсн ) ′′ iк′′ − iсн . ′′ iк′′ − inb Здесь i″сн – энтальпия пара, поступающего в сетевые подогреватели и на собственные нужды, кДж / кг. Находится по давлению подогревателях из [7] (см. ранее). Уточненная паропроизводительность котельной, кг / с, Dк∗ = Dп + Dсн + Dсп − (GРОУ1 + GРОУ2 ) . 90 в сетевых Результат сравнить с предварительно принятой паропроизводительностью, кг / с, в первом приближении Dк = Dп + Dсп + К ⋅ Dп . (К=0,08-0,15) Расхождение Dк∗ − Dк Dк∗ ⋅100 % должно быть не более 2 %. В противном случае перезадать К ∗∗ = 0,5(К + К ∗ ) , где К ∗ = Dсн / Dп и повторить расчеты. Далее проверяется материальный баланс котла, 100 ⋅ G g − (Dк∗ + Gпр + GРОУ1 + GРОУ2 ) / G g . 2 2 Расход питательной воды равен расходу пара, продувки из котла и расходу питательной воды в РОУ1 и РОУ2 (небаланс 2 %). Методику выбора оборудования смотрите ниже. Далее строится (см. главу 12.1.2) температурный график. 12.1.2. Водогрейная котельная Котельная предназначена для снабжения теплотой промышленных цехов, жилых, общественных и административных помещений на нужды отопления, вентиляции и горячего водоснабжения. Исходные данные для расчета и выбора оборудования 1. Система теплоснабжения – закрытая, двухтрубная. 2. Расчетный расход сетевой воды на выходе из котельной, Gр, кг / с (см. гидравлический расчет водяной тепловой сети). 3. Температура воды на входе в отопительные системы абонентов и выходе из них при расчетной наружной температуре воздуха, τ′1 /τ′2 , °С. 4. Расход подпиточной воды в тепловые (см. гидравлический расчет водяной сети). 91 сети, Gпод.в, кг / с 5. Расход воды на горячее водоснабжение по всем абонентам, Gгвс, кг / с (см. гидравлический расчет водяной сети). 6. Максимальная тепловая мощность, отпускаемая на отопление и max ср , и среднесуточная на г. в. с. Qгвс , кВт. вентиляцию, Qо.в 7. Мощность тепловых потерь в сети, Qтп, кВт. Цель расчета тепловой схемы – определить расход воды через водогрейные котлы, тепловую мощность котельной, потоки воды и температуры в отдельных точках, а по ним выбрать основное и вспомогательное оборудование. Методика справедлива как для вновь создаваемых, так и расширяющихся котельных. При расширении котельной тепловая схема рассчитывается на полную мощность с учетом расширения. 92 Рис. 12.2. Принципиальная расчетная тепловая схема водогрейной котельной. 1 – водогрейные котлы; 2 – сетевые насосы; 3 – рециркуляционные насосы; 4 – насосы сырой воды; 5 – подпиточные насосы; 6 – бакаккумулятор; 7, 8 – подогреватели сырой и химочищенной воды; 9 – охладитель деаэрированной воды; 10 – вакуумный деаэратор; 11 – химводоочистка; 12 – насосы аварийной подпитки тепловой сети; 13 – клапан перепуска сетевой воды. Расчетная принципиальная тепловая схема водогрейной котельной представлена на рис. 12.2. Для деаэрации воды используется вакуумный деаэратор. Расход греющей воды, поступающей в вакуумный деаэратор, кг / с, находится из уравнения теплового баланса деаэратора Gгр.в.д = Gпод.в ∗ t н − t хов (t гр.в − t н )η д . Здесь tн – температура насыщения в вакуумном деаэраторе, определяется по ∗ давлению в деаэраторе, принимаемом 0,1 МПа из таблиц [7]; t хов = t н - 20 – температура химочищенной воды на входе в головку деаэратора, °С; tгр.в – температура греющей воды (на выходе из водогрейных котлов), равна 150°С; ηд – КПД потерь тепловой мощности в окружающую среду, принимается 0,98. Определим производительность деаэратора, кг / с, Gд = Gпод.в + Gгр.в.д. . Тепловая мощность, расходуемая на вакуумный деаэратор, кВт Qд = Gгр.в.д ⋅ 4,19(t гр.в − t н ) . Найдем тепловую мощность охладителя деаэрированной воды, кВт Qохл = Gд ⋅ 4,19(t н − t н∗ ) . ′ + Δt – температура деаэрированной воды после охладителя, Здесь t н∗ = t хов 93 Δt – недоохлаждение воды до температуры подпиточной воды, принимается ′ – температура химочищенной воды после ХВО, принимается 27°С. 30°С, t хов Температура химочищенной воды после охладителя деаэрированной воды находится из уравнения теплового баланса охладителя, °С, ′′ = t хов ′ + t хов Gд Gпод.в (t н ) − t н∗ η . Здесь η – КПД потерь в охладителе, принимается 0,98. Определим расход водопроводной (сырой) воды в котельную, кг / с, Gс.в = 1,25 ⋅ Gпод.в . Расход греющей воды на подогреватель химочищенной воды перед деаэратором находится из решения системы уравнений теплового баланса подогревателей сырой и химочищенной воды, кг / с, Gгр.в = ′ − t с.в ) + Gпо.в (t хов ′′ − t хов ′ ) Gс.в (t с.в . ′′ )η (tгр.в − tгр.в Здесь tс.в, t′с.в – температура сырой воды на входе в котельную и на входе в ′′ = t с.в + Δt – химводоочистку, принимаются 5°С и 30°С соответственно; t гр.в температура греющей воды после подогревателя сырой воды, °С; Δt – недоохлаждение греющей воды до температуры сырой воды, принимается 30°С. Тепловая мощность подогревателя водопроводной (сырой) воды, кВт, ′ − t с.в ) . Qс.в = Gс.в ⋅ 4,19(t с.в Тепловая мощность подогревателя химочищенной воды перед деаэратором, кВт, ∗ ′′ ) . Qхов = Gпод.в ⋅ 4,19(t хов − t хов Определение расхода воды через насосы рециркуляции. Максимальный расход воды бывает в конце отопительного сезона при температуре наружного воздуха + 8°С. По этому расходу воды и гидравлическому сопротивлению водогрейного котла выбирается марка насосов. Согласно температурному графику регулирования отопительной нагрузки температуре 94 наружного воздуха tн = + 8°С соответствует температура обратной воды из отопительных систем, °С, ⎛ 18 − 8 ⎞ ⎟⎟ τ 2 = 18 + 64⎜⎜ ′ − 18 t н ⎠ ⎝ 0 ,8 − 25 18 − 8 ⋅ . 2 18 − t н′ Температура обратной воды после ЦТП на входе в источник теплоснабжения, °С τ ∗2 = τ 2 − Gгвс (τ 2 − 15) . Gр ⋅ η Тогда максимальный расход воды, кг / с, через насосы рециркуляции определится из выражения G max рец = (Q ср.с + Qгвс + Qтп )(τ′2 − τ ∗2 ) . 4,19(τ1′ − τ′2 )(τ1′ − τ ∗2 ) max о,в Все условные обозначения использовались ранее. Минимальный расход воды через насосы рециркуляции соответствует температуре наружного воздуха t′н, причем τ′2 = 70°С. Вычисляя τ∗2 и подставляя в упомянутое выражение для расхода воды через насосы min рециркуляции, находим Gрец , кг / с. Максимальный расход воды через клапан перепуска, кг / с, приходится на конец отопительного сезона, когда tн = + 8°С. Температура воды, подаваемой в отопительные приборы абонентов равна τ1 = 70°С (срезка температурного графика из-за необходимого подогрева водопроводной воды на горячее водоснабжение (г. в. с.) в ЦТП до tг = 55°С. max Gпер = Gр (τ1′ − 70) (τ′ − τ ) . 1 ∗ 2 Расход воды через водогрейные котлы кг / с, min Gк = Gр + Gгр.в.д + Gгр.в + Gрец + Gмх . Здесь Gм.х – расход воды на мазутное хозяйство, принимается 1,5 кг / с. Тепловая мощность котельной, кВт Qк = Gк ⋅ 4,19(τ1′ − τ′2 ) . 95 Далее рассчитывается и прилагается в пояснительную записку температурный график регулирования мощности источника и потребителя (τ , τ ∗ 1 ∗ 2 = f (t н )) для любого типа котельных и ТЭЦ. Вид температурных графиков зависит от способа включения подогревателей воды на г. в. с. на ЦТП. max Qгвс При отношении 0,6 ≥ max Qo,в применяется последовательная схема max ср ). включения подогревателей (Qгвс = (1,7 − 2 )Qгвс Тогда температура в прямой сети на выходе из котельной, °С, будет равна τ1∗ = τ1 + ср Gгвс t г - t x′ . Gр η ( ) Температура воды в обратном трубопроводе тепловой сети на входе в источник теплоснабжения, °С, вычисляется из выражения τ ∗2 = τ 2 − Gгвс (t x′ − t x ) . Gр ⋅ η Здесь τ1 – температура в прямой сети за второй ступенью подогрева воды для г. в. с на ЦТП, поступающей в отопительные приборы, °С ⎛ 18 − t н ⎞ ⎟⎟ τ1 = 18 + 64⎜⎜ ⎝ 18 − t н′ ⎠ 0 ,8 25 ⎤ 18 − t н ⎡ , + ⎢(τ1′ − τ ′2 ) − ⎥ ⋅ 2 ⎦ 18 − t н′ ⎣ где τ2 – температура за отопительными приборами, °С. ⎛ 18 − t н ⎞ ⎟⎟ τ 2 = 18 + 64⎜⎜ ⎝ 18 − t н′ ⎠ 0 ,8 − 25 18 − t н , ⋅ 2 18 − t н′ где t x′ = τ 2 − Δt , где Δt = 10°С (принимается), tх = 5°С. Все остальные обозначения встречались ранее. Далее строится температурный график τ1∗ = f (t н ); τ ∗2 = ϕ (t н ) . Не забывайте делать срезку температуры в прямой сети на уровне 70°С, необходимую для подогрева водопроводной воды для г. в. с. на max Qгвс ЦТП. При отношении max ≥ 1,2 на ЦТП применяется параллельная схема Qo,в включения подогревателей для г. в. с. 96 В этом случае τ1∗ = τ1 , а Gгвс (t х + Δt ) 4,19[τ1 − (t х + Δt )]η , °С. Gгвс + 4,19[τ1 − (t х + Δt )]η Gо.в τ 2 + τ ∗2 = Gо.в Все условные обозначения использовались ранее. Задавая ряд значений температур наружного воздуха от +8 до t′н, строится температурный график. 12.1.3. Котельная с паровыми и водогрейными котлами Такие котельные строят в том случае, если общая мощность, отпускаемая абонентам с промышленным паром и горячей водой, идущей на отопление, вентиляцию и г. в. с., больше 50 мВт. Методика пригодна как для вновь создаваемых, так и расширяемых котельных. Исходные данные для расчета 1. Расход промышленного пара, Dп, кг / с. 2. Давление и температура, Рп, tп, на выходе котельной, МПа, °С. 3. Доля возврата конденсата, β = 0 - 1. и среднесуточная на г. в. с. 4. Максимальные тепловые мощности Qo,max в ср Qгвс , кВт. 5. Мощность тепловых потерь в водяных сетях, Qтп, кВт. 6. Расчетный расход сетевой воды на выходе из источника, Gр, кг / с. 7. Подпитка теплосети, Gпод.в, кг / с. 8. Температуры сетевой воды в отопительных системах абонентов τ1′ / τ′2 при расчетной наружной температуре, °С. 9. Система теплоснабжения – закрытая, двухтрубная. 97 Рис. 12.3. Принципиальная расчетная тепловая схема котельной с паровыми и водогрейными котлами. 1 – паровые котлы; 2 – водогрейные котлы; 3 – деаэратор питательной воды; 4 – деаэратор подпиточной воды; 5 – химводоочистка; 6 – баки для приема конденсата; 7 – барботёр; 8 – расширитель непрерывной продувки котлов; 9 – охладитель непрерывной продувки котлов; 10 – подогреватель сырой воды; 11 – канализация; 12 – подогреватель химочищенной воды; 13 – охладитель деаэрированной воды; 14 – РОУ1 промышленного пара; 15 – РОУ2 пара на собственные нужды; 16 – питательные насосы; 17 – сетевые насосы; 18 – подпиточные насосы; 19 – насосы рециркуляции; 20 – насосы аварийной подпитки сети; 21 – конденсатные насосы; 22 – насосы сырой воды; 23 – баки-аккумуляторы. Цель расчета – определить паропроизводительность паровой части котельной, тепловую мощность водогрейной части котельной, расходы теплоносителей (воды и пара) в различных точках схемы котельной, тепловую мощность подогревателей. На основе расчетных данных выбрать основное и вспомогательное оборудование. К основному оборудованию относятся водогрейные и паровые котлы, к вспомогательному – деаэраторы 98 питательные и подпиточные, теплообменники, насосы, дымовые трубы и т. д. Расчетная принципиальная схема котельной с паровыми и водогрейными котлами представлена на рис. 12.3. Паропроизводительность котельной равна, кг / с, Dк = Dп + Dсн - GРОУ1 - GРОУ2. Здесь Dп – расход пара на производство, кг / с; Dсн – расход пара на собственные нужды котельной (деаэраторы подпиточной и питательной воды, подогреватели сырой и химочищенной воды, на мазутное хозяйство), кг / с. В отличие от паровой котельной расход пара на сетевые подогреватели не рассчитывается, т. к. они отсутствуют. Dсп = 0. Энтальпии iп′′ , iк′ и iд′′ определяются не по давлению в сетевых подогревателях, а в деаэраторах 0,12 мПа. Далее используется методика расчета схемы паровой котельной. Определяется расход воды через водогрейные котлы, кг / с, min Gк = Gр + Gрец . Здесь Gр – расчетный расход воды в тепловой сети на выходе из котельной, min кг / с; Gрец – минимальный расход воды через насосы рециркуляции, кг / с. Далее используется методика расчета схемы водогрейной котельной, с той лишь разницей, что расходы воды на вакуумный деаэратор, подогреватели водопроводной и химически очищенной воды, охладители деаэрированной воды не рассчитываются, т. к. перечисленное оборудование в данной схеме отсутствует. 12.1.4. Выбор основного и вспомогательного оборудования котельных По надежности теплоснабжения потребителей котельные делятся на [6]: котельные первой категории, если они являются единственным источником теплоты потребителей 99 первой категории, нарушение теплоснабжения которых связано с опасностью для жизни людей или со значительным ущербом народному хозяйству; котельные второй категории, если они являются источником теплоты потребителей второй категории, которые допускают снижение температуры в отапливаемых помещениях на период ликвидации аварии (не более чем на 54 часа) в жилых и общественных зданиях до 12°С, в промышленных зданиях до 8°С; котельные третьей категории, если они снабжают остальных теплопотребителей. В котельных первой категории ставится один резервный котел. В котельных второй и третьей категории установка резервного котла не предусматривается. Методика выбора оборудования справедлива для любой из рассмотренных схем котельных как для вновь создаваемых, так и расширяющихся. При выборе паровых или водогрейных котлов в новых котельных следует учитывать рекомендации об однотипности оборудования. Число паровых котлов определяют из выражения nк = Dк / D∗, Dк где – паропроизводительность котельной, т / ч; D∗ – паропроизводительность одного стандартного котла, т / ч [17]. Для расширяющейся котельной число котлов определяется аналогично, только из суммарной паропроизводительности нужно вычесть производительность работающих котлов. Количество водогрейных котлов определяется по формуле nк = Qк / Q∗. Здесь Qк – тепловая мощность котельной, мВт; Q∗ – тепловая мощность одного стандартного водогрейного котла, мВт, (см. [17]). 100 Для расширяемых котельных при расчете числа котлов из тепловой мощности котельной, Qк, надо вычесть мощность уже установленных котлов и разделить на Q∗. Далее необходимо найти расход воды через один котел G1 = Gк / nк и сравнить с расходом, установленным заводом изготовителем G1∗ (см. [3]). Эти значения должны примерно совпадать. В новых паровых или водогрейных котельных первой категории предусматривается не менее двух котлов. В котельных второй категории допускается установка одного котла. Оптимальное количество котлов в новой котельной – три. После выбора котлов производится выбор всего вспомогательного оборудования. Атмосферные деаэраторы – по расходу воды, вытекающей из них (см. расчет тепловой схемы), и давлению по справочнику [17]. Резервные деаэраторы не предусматриваются. Для предотвращения запаривания (кавитации) подпиточных и питательных насосов деаэраторы в зависимости от давления в них устанавливаются на соответствующие высотные отметки. При давлении в деаэраторе 0,12 мПа высота установки – 6 м, при 0,6 мПа – 12 м. Если установить на указанную отметку деаэратор по каким-либо причинам не удается, то ставят охладитель воды, вытекающей из деаэратора. Теплообменные аппараты (сетевые, подогреватели водопроводной и химически очищенной воды, охладители непрерывной продувки котлов и воды из деаэраторов) выбираются по необходимой поверхности теплообмена, расходу воды, пара и давлению теплоносителей из справочника [17]. Поверхность теплообмена определяется делением тепловой мощности аппарата (см. расчет тепловой схемы) на среднелогарифмический температурный напор и коэффициент теплопередачи, значение которого предварительно принимается. Резервные предусматриваются. 101 подогреватели не Для приема конденсата с производства, из теплообменников и мазутного хозяйства в котельных устанавливают два конденсатных бака. Емкость каждого равняется получасовому расходу резерва подпиточной воды возвращаемого конденсата. Для создания тепловых сетей устанавливают баки-аккумуляторы. Емкость баков для закрытых тепловых сетей выбирается из расчета 20-минутной производительности подпиточного деаэратора. Устанавливается не менее двух баков-аккумуляторов равной емкости. Насосы выбираются по производительности (см. расчет тепловой схемы) и давлению из справочников [17, 18]. Давление рассчитывается как сумма линейных и местных сопротивлений на пути движения воды, геометрической разности уровней воды в аппаратеах (см. компоновочные чертежи котельной) и разности избыточных давлений в аппаратах, между которыми установлен насос. Всегда предусматривается резервирование насосов. Насосы рециркуляции выбираются по максимальному расходу рециркуляционной воды через котел (см. расчет тепловой схемы) и гидравлическому сопротивлению котла (см. [17]). Предусматривается резерв. Количество сетевых и подпиточных насосов выбирается не менее двух (лучше три), из которых один является резервным. Необходимо предусмотреть установку насосов аварийной подпитки тепловых сетей водопроводной водой. Производительность насоса 0,02 Gр кг / с, напор – см. пьезометрический график. Сепаратор НП котлов выбирается по расходу вторичного пара Dпр и допустимому напряжению парового объема ω = 0,2 1 / с, V = 1,5⋅Dпр / (ω⋅ρп), м3, из [17]. Диаметры паропроводов и водопроводов рассчитываются из уравнения неразрывности по известному объемному расходу теплоносителя (см. расчет тепловой схемы) и заданной скорости теплоносителя: для пара – 40 - 50 м / с, воды – 1 - 1,5 м / с. 102 Высоту дымовой трубы, м, обеспечивающую рассеивание и доведение концентрации вредных выбросов в приземном слое атмосферы до предельно допустимой, рассчитывают по формуле Н= А⋅ М ⋅ F ⋅m⋅n⋅3 z C n 3 VΔT . Здесь А = 120 - 240; F = 1 - 2,5; z – число труб; n = 1 - 3; m = 0,8 - 1,1; М = V⋅С – количество вредного вещества, выбрасываемого в атмосферу, г / с; V – объемный расход продуктов сгорания из дымовой трубы от всех котлов, м3 / с; С – концентрация вредного вещества в продуктах сгорания, г / м3; Сn – предельно допустимая концентрация вредного вещества в атмосферном воздухе, мг / м3 (см. [17]); ΔТ – разность температур дымовых газов и атмосферного воздуха, °С. V = В ⋅ Vдго ⋅ α , где В – расход топлива на все котлы (паровые и водогрейные), кг / с (м3 / с); В= Dк (in′′ − inb′ ) Q + н к , н Qр ⋅ η пк Qр ⋅ η вк где Qрн , ηпк, ηвк – теплота сгорания натурального топлива, КПД паровых и водогрейных котлов; Vдго – количество продуктов сгорания, образующихся при горении одного кг твердого топлива (∼ 4 - 6 м3 / кг), и природного газа (∼ 11, м3 / м3); α – коэффициент избытка воздуха за котлом, принимается 1,3; С – принимается 0.4 для твердого топлива, 0,08 – природного газа, г / м3, а Сп = 0,05 мг / м3 по оксидам азота. Расчеты выполняются для основного и резервного топлива, а высота трубы выбирается наибольшей, с последующим округлением до стандартного значения 30, 45, 60, 75, 90, 120, 150 и 180 м. Тягодутьевые машины (дымососы и вентиляторы), если ими не укомплектованы котлы (см. [17]), выбираются по расходу дымовых газов, выходящих из одного котла, или воздуха, подаваемого на горение топлива в 103 котел и сопротивлению дымового тракта за вычетом самотяги дымовой трубы или сопротивлению воздушного тракта. Выбор метода, схемы подготовки питательной и подпиточной воды, оборудования проводится исходя из качества исходной (водопроводной) воды и требований к питательной и подпиточной воде согласно [16]. При работе котельной на твердом топливе прорабатываются вопросы доставки, складирования, подготовки твердого топлива к сжиганию [5],золоулавливания и золошлакоудаления [20, 21]. При работе котельной на газообразном топливе выбирается схема и оборудование ГРП котельной по расходу газа на все котлы и давлению [22]. Схема помещается в пояснительную записку. При использовании мазута в качестве основного (или резервного) топлива прорабатываются вопросы доставки и подготовки к сжиганию мазута. Прорабатывается выбирается оборудование схема трубопроводов согласно [11, 23]. мазутного Схема хозяйства, помещается в пояснительной записке. Мазут подогревается либо водой с температурой 150°С, либо паром от паровых котлов. Обязательным разделом проекта является борьба с загрязнением окружающей среды от выбросов котельной. Этот вопрос прорабатывается с помощью [24, 25]. Прорабатывается функциональная схема автоматизации и КИП какоголибо объекта котельной (котла или деаэратора, или подпитки тепловой сети, или др.). С этим вопросом лучше ознакомиться по [26]. Заключительным этапом расчетной части проекта является определение себестоимости отпускаемой продукции – теплоты, С, руб. / ГДж. Методика расчета себестоимости изложена в [27]. Графическая часть проекта включает развернутую тепловую схему, план и разрезы котельной. На плане показываются ввод и вывод энергоносителей (топливо, водопроводная вода, сетевая вода, 104 электроэнергия, канализация, промышленный пар, конденсат с производства, мазутопроводы, пар и конденсат с мазутного хозяйства). 12.1.5. Энергетическая эффективность централизации теплоснабжения Замена большого числа мелких местных котельных на один крупный источник тепловой энергии, снабжающий многочисленных теплопотребителей, называется централизацией теплоснабжения. Энергетическая эффективность от централизации теплоснабжения оценивается абсолютной экономией топлива, кг / год: N год ⋅ 10 6 ⎛⎜ 1 1 ⎞⎟ ΔΒц = − 100 Qрн ⎜⎝ η мк η рк ⎟⎠ Здесь: Nгод – годовой отпуск теплоты теплопотребителям, гДж / год, на отопление, вентиляцию и горячее водоснабжение; Qрн – теплота сгорания натурального топлива, кДж / кг(кДж / м3); ηмк – кпд местной котельной, %; ηрк – кпд районной котельной, %. Здесь η к = (Qо + Qв + Qгвс + Qп ) / BQрн – отношение полезной мощности к затраченной. Согласно [17] с возрастанием мощности котлов кпд их тоже растет. Так, для водогрейных котлов КВГМ-4 кпд при работе на природном газе – 90,5 %, на мазуте – 86,3 %, а для котла КВГМ-100 при работе на газе – 92,7 %, на мазуте – 91,3 %; кпд местной котельной при работе на твердом топливе 0,5 - 0,55, районной котельной 0,75 - 0,8, при работе на газе или мазуте 0,6 - 0,7 и 0,8 - 0,85, соответственно. Следовательно, экономия топлива получается за счет более высокого кпд крупных котельных с более мощными котлами. Вводится понятие удельная экономия централизации, кг⋅у. т / ГДж. 105 условного топлива от ΔВц 10 6 ⎛ 100 100 ⎞ ⎟ Δвц = год = н ⎜⎜ − N Qр ⎝ η мк η рк ⎟⎠ Имея ввиду, что для условного топлива Qрн = 29330 кДж / кг⋅у. т., ⎛ 100 100 ⎞ ⎟ , или выразим ΔВц в − 106 / 29330 = 34, то получим ΔΒц = 34⎜⎜ ⎟ η η рк ⎠ ⎝ мк ⎛ 100 100 ⎞ ⎟. кг⋅у. т / Гкал, ΔΒц = 143⎜⎜ − ⎟ η η рк ⎠ ⎝ мк Удельная экономия от централизации при сжигании твердого топлива достигает 33 % от расхода топлива в местных котельных. Введем понятие 10 6 «удельный расход топлива», кг / ГДж: в = н . Qр ηк На крупных котельных экономически оправдано применение дорогостоящей автоматики и системы очистки дымовых газов от вредных выбросов в атмосферу. 106 12.2. Промышленные теплоэлектроцентрали (ТЭЦ) ТЭЦ предназначены для централизованного снабжения теплотой и электрической энергией внешних потребителей. Теплота, полученная водяным паром в парогенераторе от сжигаемого топлива, частично расходуется на производство электроэнергии, а оставшаяся – на удовлетворение тепловых нагрузок внешних теплопотребителей (абонентов). Поэтому коэффициент использования топлива на ТЭЦ близок к единице. Экономия топлива на ТЭЦ получается за счет централизации теплоснабжения и выработки электрической энергии на внешнем тепловом потреблении. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ТЭЦ И ВЫБОРА ОБОРУДОВАНИЯ 1. Максимальная тепловая мощность, отпускаемая абонентам на отопление Qоmax , вентиляцию Qвmax и среднесуточная на горячее ср водоснабжение Qгвс , кВт. (Если ТЭЦ расширяется, то вся мощность – с учетом расширения). 2. Коэффициент теплофикации αТЭЦ (принимается равным 0,5). 3. Расчетный расход сетевой воды, кг / с, на выходе из ТЭЦ Gр, а также на горячее водоснабжение Gгвс (см. гидравлический расчет водяных тепловых сетей). 4. Температуры сетевой воды при расчетной температуре наружного воздуха в прямом трубопроводе τ′1 и на выходе из отопительных систем абонентов τ′2 = 70°С. 5. Расход промышленного пара внешним теплопотребителям Dп, кг / с. 6. Давление и температура промышленного пара на выходе из ТЭЦ Рп1 и tп1, МПа и °С (см. гидравлический расчет паропровода). 107 7. Доля возврата конденсата с производства β = 0 − 1. Потеря тепловой мощности в водяных тепловых сетях Qтп, кВт (см. тепловой расчет сетей). 8. Величина подпитки водяных тепловых сетей Gпод.в, кг / с, (см. гидравлический расчет водяных сетей или принимается Gпод.в = 0,02 Gр). Расчетная схема ТЭЦ представлена на рис. 12.4. Цель расчета – определить потребность в паре турбинными установками, паропроизводительность котельного цеха ТЭЦ, потоки пара и конденсата в различных точках тепловой схемы. На основании расчета выбрать количество основного оборудования (энергетические паровые, пиковые водогрейные котлы, турбогенераторы) и вспомогательного оборудования (подпиточные деаэраторы, сетевые подогреватели, теплообменники для охлаждения продувочной воды, насосы бустерные, сетевые, подпиточные и аварийной подпитки сетей, дымовую трубу) [34]. Найдем расходы пара и воды. Расчет тепловой схемы ТЭЦ. 1. Температура обратной сетевой воды τ ∗2 , °С, после центральной тепловой подстанции (ЦТП) на входе в ТЭЦ: τ ∗2 = τ′2 − Gгвс (t x′ − t x ) , Gp ⋅ η где t x′ = τ′2 − Δt , Δt = +10°С, t х = +5°С, η – коэффициент теплопотерь в теплообменнике 1 ступени подогрева воды для горячего водоснабжения на ЦТП. Принимается 0,98. 2. Определим температуру сетевой воды τ1∗ , °С, на выходе из сетевого подогревателя ТЭЦ: ( ) τ1∗ = α ТЭЦ τ1′ - τ ∗2 + τ ∗2 . 3. Найдем температуру насыщения t н.сп , °С, в сетевых подогревателях: t н.сп = τ1∗ + Δt , 108 где Δt – недогрев сетевой воды до температуры насыщения (принимается 10°С). По температуре t н.сп из таблиц [7] определяем давление в сетевых ′ , кДж / кг. Принимая подогревателях Рн.сп и энтальпию конденсата hн.сп потерю давления в паропроводе от турбины до сетевых подогревателей 8 %, находим давление пара в теплофикационном отборе под турбиной: Рсп = 1,08Рн.сп . 4. Построение теоретического процесса истечения пара в турбине (см. рис. 12.5) в диаграмме hS. Для современных промышленных ТЭЦ приняты следующие начальные параметры пара за котлами 14 мПа, перед турбинами Ро = 13 мПа, температура tо = 565°С. Давление в конденсаторе Рк = 0,003 мПа, температура питательной воды tпв = 230°С. Рис. 12.4. Принципиальная расчетная тепловая схема ТЭЦ. 109 1 – котлы; 2 – турбины; 3 – генераторы с возбудителями; 4 – сетевые подогреватели; 5 – пиковые водогрейные котлы, 6 – конденсатор; 7 – п. н. д.; 8 – питательный деаэратор; 9 – п. в. д., 10 – сепаратор непрерывной продувки котлов; 11 – подпиточный деаэратор; 12 – подогреватель умягченной воды; 13 – химводоочистка; 14 – охладитель продувочной воды; 15 – барботер; 16 – канализация; 17 – конденсатный бак; 18 – питательные насосы; 19 – бустерные насосы; 20 – подпиточные насосы; 21, 22, 23 – конденсатные насосы; 24 – коллектор водопроводной воды; 25, 26, 27 – РОУ; 28 – насосы аварийной подпитки сети; 29 – сетевые насосы; 30 – бакиаккумуляторы; 31 – циркуляционные насосы; 32 – конденсатоотводчики; 33 – насосы сырой воды. По известным параметрам пара перед турбиной Ро и tо на диаграмме hS [7] находим точку их пересечения – О. Считываем значение энтальпии пара перед турбиной hо′′ , кДж / кг. На диаграмме найдем изобару с давлением Рсп (см. пп. 3). Далее через точку О в hS диаграмме проводим линию So = const до пересечения с изобарой Рсп. Получим точку К∗. Считываем значение энтальпии hсп∗ , кДж / кг. Теоретический тепловой перепад, кДж / кг, в турбине Н ад = h0′′ − hсп∗ . Действительный тепловой перепад в турбине, кДж / кг, Н д = Н ад ⋅ η oi , где η oi – внутренний относительный КПД турбины, принимается 0,85. Энтальпия пара, кДж / кг, в конце действительного процесса расширения пара в турбине (в отопительном отборе) ′′ = h0′′ − Н д . hсп Проведем линию hсп′′ = const до пересечения с изобарой Рсп. Получим точку K. Соединим прямой линией точки О и K. Линия ОK изображает 110 действительный процесс (с учетом возврата теплоты трения в пар) истечения (расширения) пара в турбине. Рис. 12.5. Построение процесса истечения пара в турбине в hS диаграмме (обозначения по тексту). Поскольку пар на подогреватель низкого давления (п. н. д.) идет из теплофикационного отбора (см. рис. 12.4), то давление пара в отборе на п. н. д. будет равно давлению в сетевых подогревателях Рпнд = Рсп, а ′′ = hсп ′′ . энтальпия hпнд Давление насыщения в п. н. д., мПа, с учетом гидравлических потерь Рн.пнд = 0,92 ⋅ Рпнд . ′ , Из таблиц [7] по давлению Рн.пнд находим энтальпию конденсата hн.пнд кДж / кг, и температуру, °С, конденсата t н.пнд . 111 Деаэраторы питательной воды на ТЭЦ применяются на давление греющего пара Рн.д1 = 0,6 мПа. Давление в отборе пара из турбины, мПа, на деаэратор питательной воды с учетом гидравлических потерь Рд1 = Рн.д1 ⋅ 1,08 . Находим точку пересечения изобары Рд1 с линией действительного процесса истечения пара в турбине ОK. Считываем энтальпию пара в отборе на деаэратор питательной воды hд1′′ , кДж / кг. По давлению Рн.д1 = 0,6 мПа из ′ и температуру t н.д1 ′ , °С. таблиц [7] находим энтальпию воды hн.д1 Найдем точку пересечения линии ОK с изобарой, равной давлению промышленного пара на выходе из ТЭЦ (см. гидравлический расчет паропровода) Рп1 . Считываем энтальпию пара в промышленном отборе турбины hn′′ , кДж / кг. В турбине типа Т (теплофикационной) промышленного отбора нет. Пар на промышленные нужды берется из энергетических котлов через редукционно-охладительную установку РОУ1. Поэтому для турбин типа Т точку пересечения изобары Рп1 с линией ОK искать не надо. По температуре питательной воды tпв перед котлами находим температуру насыщения в подогревателе высокого давления (п. в. д.) из выражения t н.пвд = t пв + Δt . Здесь Δt – недогрев питательной воды до температуры насыщения (принимается 3°С). По температуре насыщения в п.в.д. находим давление ′ из таблиц [7]. насыщения пара Рн..пвд и энтальпию hн.пвд Давление пара в отборе из турбины на п.в.д. с учетом гидравлических потерь Рпвд = 1,08 ⋅ Рн..пвд . 112 Находим точку пересечения изобары Рпвд с линией процесса в турбине ОK на диаграмме hS (см. рис. 12.5). Считываем значение энтальпии пара из ′′ . отбора на п. в. д. hпвд Найденные таким образом энтальпии полезно записать в таблицу № 12.1. Теперь можно перейти к определению расхода пара на теплообменные аппараты. 5. Расход пара на сетевые подогреватели, кг / с: ср α ТЭЦ (Qоmax + Qвmax + Qгвс + Qтп ) Dсп = . ′ ) ⋅ η сп (hсп′′ − hн.сп Здесь η сп = 0,98 – коэффициент тепловых потерь подогревателя. Все остальные параметры (см. исходные данные и табл. 12.1). 6. Тепловая мощность, кВт, сетевых подогревателей: ′ ). Qсп = Dсп (hсп′′ − hн.сп 7. Тепловая мощность пиковой водогрейной котельной, кВт, ср Qпвк = (1 − α ТЭЦ )(Qоmax + Qвmax + Qгвс + Qтп ) . 8. Расход пара на деаэратор подпиточной воды. Для подпитки тепловых сетей устанавливаются атмосферные деаэраторы, находящиеся под давлением Рд2 = 0,12 мПа. Пар используется из того же отбора, из которого идет пар на деаэратор питательной воды. Поскольку в этом отборе давление пара равно Рд1 = 1,08 ⋅ Рнд1 = 1,08 ⋅ 0,6 = 0,648 мПа, то для уменьшения давления до 0,12 мПа устанавливается РОУ2 (см. рис. 12.4). Из таблиц [7] по Рд2 = 0,12 мПа находим энтальпию пара hд2′′ , конденсата hд2′ , кДж / кг, и температуру насыщения t н . 113 Таблица 12.1 Параметры пара в отборах из турбины и в подогревателях Назначение отбора Параметры Параметры в пара из турбины отбора подогревателях Р, h″, Рн, tн, h′н, мПа кДж/кг мПа °С кДж/кг Сетевые подогреватели, (СП) Подогреватели низкого давления, (п.н.д.) Питательный деаэратор, (д1) Подогреватель высокого давления, (п.в.д.) Промышленный отбор, (п) Расход пара на деаэратор подпиточной воды, кг / с, находится из выражения Dд2 = Gпод.в ′ − 4,19t ∗ hд2 , ′′ − 4,19t ∗ hд2 где t ∗ = t н − 20. Gпод.в – расход подпиточной воды в тепловые сети, кг / с, (см. исходные данные). Производительность подпиточного деаэратора равна Gд2 = Gпод.в х 3,6, т / ч. Расход умягченной воды, кг / с, поступающей в головку подпиточного деаэратора, определяется из уравнения сохранения массы подпиточного деаэратора: G хов1 = Gпод.в − Dд2 . 9. Расход пара, кг / с, на подогреватель умягченной воды, поступающий в подпиточный деаэратор, рассчитывается из уравнения теплового баланса подогревателя: 114 Dп1 = G хов1 ( ) 4,19 t ∗ − t хов1 , (hп1′′ − hп1′ ) ⋅ η где энтальпии пара hп1′′ и конденсата hп1′ находятся по давлению в подпиточном деаэраторе Рд2 = 0,12 мПа из таблиц [7], η = 0,98, t ∗ = 85°С (см. пп. 8). Тепловая мощность, кВт, подогревателя Qп1 = Dп1 (hп1′′ − hп1′ ) . t хов1 = 27°С. 10. Определим паропроизводительность котельного цеха, кг / с, в первом приближении: Dк = (Dп + Dсп + Dд2 + Dп1 + Dмх + Dсн ) ⋅ К , где коэффициент K учитывает увеличение расхода пара из котлов на п. в. д., п. н. д., деаэратор питательной воды. Эти расходы мы пока не знаем. Поэтому коэффициент K задаем для первого приближения в пределах 1,15 ÷ 1,3. Расходы пара, кг / с, на собственные нужды котельного цеха и мазутное хозяйство принимаются Dсн = 0,03Dп , Dмх = 1 . 11. Расход продувочной воды, кг / с, из энергетических котлов определим из выражения Gпр = α пр 100 ⋅ Dк , где α пр рассчитывается по качеству водопроводной воды и давлению в барабане котлов из [28]. Если данные по качеству водопроводной воды отсутствуют, то α пр принимается в пределах от 3 до 15 %. 12. Расход продувочной воды, кг / с, сливаемой в канализацию из сепаратора непрерывной продувки (СНП), рассчитывается из выражения ′ = Gпр Gпр ∗ ′′ − hпр hпр ′′ − hпр ′ hпр , где hпр′′ , hпр′ – энтальпия пара и конденсата, выходящих из СНП, кДж / кг, находятся по давлению в деаэраторе питательной воды Рд = 0,6 мПа, с 1 которым СНП связан трубопроводом, из таблиц [7]; hпр∗ – энтальпия 115 продувочной воды, кДж / кг. Находится по давлению в барабане котлов 14 мПа из таблиц [7]. 13. Выход вторичного пара, кг / с, из СНП находится из уравнения сохранения массы для СНП из выражения ′ . Dпр = Gпр − Gпр 14. Тепловая мощность охладителя непрерывной продувки котлов, кВт, находится из выражения Qохл = Gпр′ (hпр′ − 4,19t 3 ), где t 3 – температура продувочной воды после охладителя перед сливом в барботёр и канализацию, принимается равной 50°С. Остальные параметры использованы ранее. 15. Расход водопроводной воды, кг / с, на входе в ТЭЦ: [ ] ′ , Gв.в = 1,25 Dп (1 − β ) + Gпод.в + 0,03Dп + Gпр где Dп (1 − β ) – невозврат конденсата промышленного пара с производства на ТЭЦ, Gпод.в – расход подпиточной воды в тепловые сети, 0,03Dп – потеря пара и конденсата внутри ТЭЦ, Gпр′ – сброс продувочной воды в канализацию, кг / с. Эти потери надо восполнять водопроводной водой. Коэффициент 1,25 учитывает дополнительный расход водопроводной воды, идущей на промывку фильтров ХВО после их регенерации. 16. Температура водопроводной воды, °С, после охладителя непрерывной продувки котлов (перед химводоочисткой) t в.в = t х + ′ (hпр ′ − 4,19t 3 ) Gпр Gв.в ⋅ 4,19 . 17. Расход умягченной воды после ХВО, кг / с, идущей на восполнение потерь, связанных с невозвратом конденсата промышленного пара, пара и конденсата внутри ТЭЦ и с продувочной водой, сбрасываемой в канализацию, найдем из выражения Gхов2 = Gв . в − Gхов1 . 1,25 116 Подается вода в конденсатор турбины (см. рис. 12.4). Gхов1 (см. пп.8) 18. Найдем расход пара, кг / с, на подогреватель низкого давления из выражения Dпнд = G хов2 4,19(t1 − t к ) , ′′ − hн.пнд ′ )η − 4,19(t1 − t к ) (hпнд ′ ′′ и hн.пнд где hпнд – энтальпии пара и конденсата в отборе на п. н. д. и в подогревателе н. д. (см. пп. 4). t1 – температура воды за п. н. д. Принимается t1 = t н.пнд – 5, °С ( t н.пнд см. пп. 4). t к – температура конденсата при давлении в конденсаторе Рк = 0,003 мПа, определяется по таблицам [7]; η = 0,98. 19. Расходы пара на деаэратор питательной воды и подогреватель высокого давления находятся из решения системы двух уравнений теплового баланса упомянутых устройств. Расход пара, кг / с, на деаэратор питательной воды Dд1 = а1 ⋅ с − с1 а . (а ⋅ в1 + в ⋅ а1 )η Расход пара, кг / с, на п. в. д. Dпвд = с ⋅ в1 + в ⋅ с1 , (а ⋅ в1 + в ⋅ а1 )η ′ − hн.д1 ′ ; в = hд1 ′′ − hн.д1 ′ ; с = А ⋅ hн.д1 ′ − В, где а = hн.пвд А = Dсп + Dпр + G хов2 + Dпнд + Dмх + β ⋅ Dп + Dп1 ; ′ + Dпр ⋅ hпр ′′ + (G хов2 + Dпнд ) ⋅ 4,19t1 + [Dмх + β ⋅ Dп + Dп1 ] ⋅ 4,19t 2 ; В = Dсп ⋅ hн.сп ′′ − hн.пвд ′ − hпв ′ + hн.д1 ′ − hн.д1 ′ ; в1 = hпв ′ ; с1 = А(hпв ′ − hн.д1 ′ ) ; η = 0,98. а1 = hпвд Здесь t 2 – температура возвращаемого конденсата с производства и мазутного хозяйства, принимается 95°С; hпв′ – энтальпия питательной воды, кДж / кг, определяется по давлению в котле (Рк = 14 мПа) и температуре питательной воды ( t пв = 230°С) из таблиц [7]. Все остальные величины использованы ранее. 20. Определим производительность, кг / с, питательного деаэратора Gд1 = Dпр + Dд1 + Dсп + G хов2 + Dпнд + Dп1 + β ⋅ Dп + Dмх + Dпвд . 117 21. Определим расход питательной воды в редукционно охладительные установки, кг / с, промышленного пара (GРОУ1 ) и пара, идущего на деаэратор подпиточной воды тепловых сетей (GРОУ2 ) : GРОУ1 h ′′ − h ′′ hп′′ − hп∗ = Dп , GРОУ2 = Dд2 д1 д2 , ′′ − hпв ′ ′ hп′′ − hпв hд1 где hп∗ – энтальпия промышленного пара на выходе из ТЭЦ. Находится по давлению и температуре промышленного пара (см. расчет паропровода) из таблиц [7]. Энтальпия насыщенного пара hд2′′ находится из [7] по давлению в подпиточном деаэраторе 0,12 мПа. Все входящие в упомянутые выражения параметры использованы ранее. Для теплофикационных турбин hп′′ заменяется на hк′′ и находится из таблиц [7] по Рк = 14 мПа и t к = 565°С за парогенератором. 22. Определим потребность в паре, кг / с, всеми паротурбинными установками: Dт = Dп + Dсп + Dд1 + Dд2 + Dпвд + Dпнд + Dп1 + Dмх . Для теплофикационных турбин принять в этом выражении Dп = 0, Dмх = 0, т. к. этот пар на промышленные нужды и мазутное хозяйство не проходит через турбины, а забирается непосредственно из котлов через РОУ1. 23. Определим паропроизводительность котельной, кг / с: Dк∗ = Dт + Dсн − (GРОУ1 + GРОУ2 ) , Dсн = 0,03Dп (расход пара на собственные нужды). Для теплофикационных турбин расход пара на промышленные нужды Dп добавляется в последнее выражение (23). 24. Сравним паропроизводительность котельного цеха Dк∗ с принятой в первом приближении Dк (см. пп. 10). Dк∗ − Dк Dк∗ ⋅ 100% . Ошибка не должна превышать 2 %. В противном случае перезадать К в выражении 10 и повторить расчеты с новым значением К∗∗, равным (К+К∗)⋅0,5. Причем 118 К∗ = Dк∗ . Dк Здесь Dк (см. пп. 10). 25. Проверка материального баланса котельного цеха. Расходы теплоносителя на входе в котлы Gд1 и на выходе из котлов Dк∗ + Gпр + GРОУ1 + GРОУ2 должны быть равны. Оценка погрешности вычислений: ( Gд1 − Dк∗ + Gпр + GРОУ1 + GРОУ2 ) Gд1 ⋅ 100% . Допустимая погрешность равна 2 %. 26. Определим электрическую мощность, кВт, электрогенераторов ТЭЦ: ⎡(Dп + Dмх )(hо′′ − hп′′) + (Dсп + Dпнд )(hо′′ − hсп′′ ) + ⎤ N э = ηэ ⋅ ηм ⎢ ⎥. ′ ′ ′ ′ ′ ′ ′ ′ ( )( ) ( ) D D D h h D h h + + + − + − п1 д1 д2 о д1 пвд о пвд ⎦ ⎣ Принимаем кпд генератора ηэ = 0,98 и механический ηм = 0,97. Для теплофикационных турбин в последнем выражении Dп и Dмх принять равным нулю, т. к. этот пар через турбину не проходит. 27. Далее надо построить температурный график: τ 1∗ , τ ∗2 = f (t н∗ ) , где t н∗ – среднесуточная температура наружного воздуха, °С. При помощи температурного графика устанавливается равенство тепловой мощности абонентов и мощности, отпускаемой в водяные тепловые сети от ТЭЦ, при любой среднесуточной температуре наружного воздуха. При этом поддерживается температура внутри помещений абонентов на расчетном уровне. Температура в прямом трубопроводе сети, °С: τ 1∗ = τ1 + ( ) Gгвс t г − t x′ , Gр ⋅ η Температура в обратном трубопроводе тепловой сети на входе в ТЭЦ после ЦТП, °С, вычисляется из выражения 119 τ 2∗ = τ 2 − ( ) Gгвс t х′ − t x , Gр ⋅ η где τ1 – температура в прямой сети за второй ступенью подогрева воды на горячее водоснабжение (г. в. с.) на ЦТП, °С: ⎛ 18 - t н∗ ⎞ ⎟⎟ τ1 = 18 + 64⎜⎜ ⎝ 18 - t н′ ⎠ 0 ,8 25 ⎤ 18 - t н∗ ⎡ ′ , + ⎢(τ1 − τ ′2 ) − ⎥ ⋅ 2 ⎦ 18 - t н′ ⎣ а τ2 – температура за отопительными приборами абонентов перед первой ступенью подогрева воды на горячее водоснабжение на ЦТП, °С: ⎛ 18 - t н∗ ⎞ ⎟⎟ τ 2 = 18 + 64⎜⎜ ′ 18 t н ⎠ ⎝ 0 ,8 25 18 - t н∗ , − ⋅ 2 18 - t н′ где t x′ = τ 2 − Δt , где Δt = 10°С (принимается), t х = 5°С, Gгвс , Gр – расчетные расходы воды на горячее водоснабжение и общий на выходе из ТЭЦ (см. гидравлический расчет водяных тепловых сетей). τ1′ и τ ′2 – см. исходные данные. Остальные обозначения встречались ранее. Задавая ряд значений среднесуточной температуры наружного воздуха tн∗ , строится ∗ температурный график в осях τ1,2 − t н∗ . Не забывать делать срезку температуры в прямой сети на уровне 70°С, необходимую для подогрева водопроводной воды для горячего водоснабжения на ЦТП при температуре воды в обратном трубопроводе водяной тепловой сети ниже 55°С. Выбор оборудования ТЭЦ Методика выбора пригодна как для вновь проектируемых, так и расширяемых ТЭЦ, связанных с энергетической системой. Выбор типа и числа турбогенераторов Сначала выбирают тип турбогенераторов. Если от ТЭЦ отпускается абонентам только отопительная нагрузка и в небольших количествах промышленный пар, то выбирают турбины типа T (с теплофикационным 120 отбором пара), а пар на промышленные нужды отпускают от энергетических котлов через РОУ1. В том случае, когда от ТЭЦ отпускается в основном пар на промышленные нужды, то устанавливают турбины типа П (с промышленным отбором пара), а отопительная нагрузка в небольших количествах удовлетворяется из промышленного отбора через РОУ1. Если ТЭЦ отпускает абонентам тепловую мощность на отопление и с паром на промышленные нужды в соизмеримых количествах, то ставят турбины типа ПТ (с промышленным и отопительным отборами пара). Количество турбогенераторов типа T рассчитывают по максимальной отпускаемой теплофикационной мощности абонентам с учетом потери тепловой мощности в водяных тепловых сетях (Q max + Qтп ) ⋅ α ТЭЦ , кВт, и мощности теплофикационных отборов стандартных турбин Q ∗ , кВт, (см. [23, 29]) по формуле: ( ) n т = Q max + Qтп ⋅ α ТЭЦ / Q ∗ . Количество турбин типа П рассчитывают по расходу пара, отпускаемому на промышленные нужды Dп , т / ч и расходу пара из промышленного отбора стандартной турбины (см. [23, 29] Dп∗ , т / ч) по формуле: n т = Dп / Dп∗ . Для выбора количества турбогенераторов типа ПТ сначала рассчитывают количество турбин по мощности отопительных отборов, затем по расходу пара промышленным потребителям, как это было показано для турбин Т и П. Количество турбин типа ПТ выбирают по большему значению n т . Резерва не предусматривают. Для расширяющейся части ТЭЦ количество вновь устанавливаемых турбогенераторов определяют вычитанием из общего количества n т количество турбин, уже установленных ранее. 121 Выписывают из [23, 29] паспортное значение расхода пара на одну турбину Dт∗ . Одновременно проверяют общий расход пара на один выбранный стандартный турбогенератор Dт / n т . Этот расход не должен превышать паспортное значение Dт∗ , т / ч. Выбор типа и числа парогенераторов Тип парогенератора определяется видом сжигаемого основного и резервного топлива. На промышленных ТЭЦ применяют барабанные котлы. Сначала рассчитывают необходимую паропроизводительность котельной ТЭЦ, т / ч, по формуле: Dк = Dт∗ ⋅ n т + Dсн + DРОУ , где n т – число выбранных турбин, Dт∗ – расход острого пара на одну выбранную стандартную турбину, т / ч, (см. [23, 29]), DРОУ – расход пара, т / ч, отпускаемого на промышленные нужды от энергетических котлов через РОУ для турбин типа T. Для турбин типа ПТ DРОУ = 0 . Dсн – расход острого пара на собственные нужды ТЭЦ, т / ч, принимается 0,03⋅ Dп . На ТЭЦ с производственной нагрузкой применяют схемы с поперечными связями по острому пару. Количество работающих котлов рассчитывают по формуле: nк = Dк / Dк∗∗ . К этому количеству прибавляют еще один резервный котел. Здесь Dк∗∗ – паропроизводительность одного стандартного котла (см. [23, 29]). Пиковые водогрейные котлы, устанавливаемые в пиковой водогрейной котельной ТЭЦ, выбирают по пиковой мощности Qпвк , кВт, (см. ранее пп. 7) и тепловой мощности стандартного водогрейного котла, работающего в пиковом режиме Q ∗ , кВт, по формуле: nпвк = Qпвк / Q ∗ . 122 Стандартные водогрейные котлы представлены в справочнике [17, 1]. Число пиковых водогрейных котлов должно быть минимальным. При установке одного котла предусматривается резервный, при четырех котлах резерва не предусматривают. При других вариантах делают техникоэкономическое обоснование. Такие элементы ТЭЦ, как п. в. д., п. н. д., деаэраторы питательной воды, конденсатор, генератор, возбудитель, конденсатные, перекачивающие, циркуляционные и питательные насосы, поставляются вместе с турбогенератором, и поэтому их выбирать не надо. Выбирается следующее оборудование: сетевые подогреватели, х. в. о., деаэратор подпиточной воды, РОУ1, 2, сепаратор непрерывной продувки котлов, конденсатные баки, баки-аккумуляторы, охладитель непрерывной продувки котлов, конденсатные насосы сетевых подогревателей, сетевые, бустерные и подпиточные насосы мазутного хозяйства, ГРП, топливоподачи, золошлакоудаления (если ТЭЦ работает на твердом топливе), очистки дымовых газов, устройств по охране окружающей среды. Сетевые подогреватели выбираются по необходимой поверхности теплообмена, расходу сетевой воды, давлению воды и пара (при расчете поверхности теплообмена коэффициентом теплопередачи предварительно задаются). Стандартные сетевые подогреватели можно подобрать в справочнике [1, 17]. Сетевые и бустерные насосы выбирают в целом для ТЭЦ, не привязывая их к отдельным турбинам по расходу воды на выходе из ТЭЦ и располагаемому давлению (см. пьезометрический график) по справочнику [1, 17]. При установке двух параллельно работающих насосов ставят еще резервный. Подпиточные насосы выбирают по расходу подпиточной воды (см. гидравлический расчет водяной сети) и давлению (см. пьезометрический график). Обычно устанавливают один рабочий и два резервных насоса. При 123 установке четырех и более насосов резервные не ставятся. Подпиточные насосы можно подобрать в [1, 18]. Деаэраторы подпиточной воды выбирают по расходу воды, вытекающей из них (см. расчет тепловой схемы), и давлению греющего пара [17]. Схему и оборудование х. в. о. выбирают по качеству исходной воды, количеству и качеству питательной и подпиточной воды по справочнику [28]. РОУ выбирают по давлению и расходу пара из [17]. Сепаратор непрерывной продувки парогенераторов, м3, выбирают из [17] по объему V = 1,5Dпр / (ρ п ⋅ 0,2) , где Dпр – расход вторичного пара из сепаратора непрерывной продувки (см. пп. 13), кг / с; ρ п = 1 / vп – плотность пара, кг / м3, при давлении 0,6 мПа, находится из [7]. Объем конденсатных баков, м3, выбирают из расчета работы ТЭЦ в течение 1 часа на максимальной нагрузке (но не менее 3 тыс. м3) по формуле: VКБ = (Dп1 + βDп + Dмх ) ⋅ 3,6 ⋅ 1 . Здесь Dп1 , Dмх , βDп (см. пп. 9, 10, 15 соответственно, кг / с). Баки-аккумуляторы устанавливают для создания резерва подпиточной воды тепловых сетей. Объем баков, м3, выбирают из расчета 20-ти минутной производительности подпиточного деаэратора из выражения: VБА = Gпод.в ⋅ 3,6 ⋅ 1 / 3 . Здесь Gпод.в ставить в кг / с. Охладитель непрерывной продувки выбирают по необходимой поверхности теплообмена, расходу воды и давлению из справочника [17]. Все насосы выбирают по расходу воды (см. расчет тепловой схемы) и напору из справочников [18, 23]. Напор рассчитывается как сумма линейных и местных потерь давления, разницы гидростатических уровней и давлений в 124 аппаратах, между которыми располагается насос, выраженных в одной единице измерения (см. план и разрезы ТЭЦ). Если ТЭЦ работает на природном газе, а в качестве резервного топлива или основного используется мазут, то необходимо выбрать схемы ГРП и мазутного хозяйства (помещается в пояснительную записку). Схему ГРП можно взять в [22], мазутного хозяйства – в [23]. При работе ТЭЦ на твердом топливе разрабатывают вопросы складирования, топливоподачи и топливоприготовления, а также очистки дымовых газов от золы и шлакозолоудаления [23]. Высоту дымовой трубы, м, обеспечивающую рассеивание и доведение концентрации вредных выбросов в приземном слое атмосферы до предельно допустимой, рассчитывают по формуле: Н= А⋅ М ⋅ F ⋅m⋅n⋅3 z C n ⋅ 3 VΔ T , где А = 120 - 240; F = 1 - 1,5; z – число труб; n = 1 - 3; m = 0,8 - 1,1; М = V ⋅ C – количество вредного вещества, выбрасываемого в атмосферу, г / с; V – объемный расход продуктов сгорания из дымовой трубы от всех котлов, м3 / с; С – концентрация вредного вещества в продуктах сгорания, г / м3; Сn – предельно допустимая концентрация вредного вещества в атмосферном воздухе, мг / м3 (см. [17]); ΔТ – разность температур дымовых газов и атмосферного воздуха, °С. V = B ⋅ Vдго ⋅ α , где В – расход топлива на все котлы (паровые и водогрейные), кг / с или м3 / с; В= D(hк′′ − hпв′ ) Q + н пвк , н Qр ⋅ η пк Qр ⋅ η пвк где Qрн , η пк , η пвк – теплота сгорания натурального топлива, КПД паровых и пиковых водогрейных котлов; Vдго – количество продуктов сгорания, образующихся при горении одного кг твердого топлива (~4 - 6 м3 / кг), или природного газа (~ 11, м3 / м3); α – коэффициент избытка воздуха за котлом, 125 принимается 1,3; С – принимается 0,4 для твердого топлива, 0,08 – природного газа, г / м3, а Сn = 0,05 мг / м3 по оксидам азота. Расчеты выполняются для основного и резервного топлив, а высота трубы выбирается наибольшей, с последующим округлением до стандартного значения 30, 45, 60, 75, 90, 120, 150 и 180 м. Описывается техническое водоснабжение ТЭЦ (градирни или прудыохладители) [23]. Уделяется внимание охране окружающей среды. Для этого необходимо воспользоваться способами, снижающими вредные выбросы при сжигании топлив в парогенераторах [17]. При дипломном проектировании разрабатываются вопросы автоматизации и электропривода отдельного узла ТЭЦ. Заключительной частью проекта является расчет себестоимости отпускаемой продукции – электроэнергии и теплоты. Эти вопросы хорошо изложены в [29]. Введем следующие понятия: удельная выработка электрической энергии на внутреннем – l т и внешнем – Эт тепловом потреблениях ТЭЦ. Удельная выработка электроэнергии на внутреннем тепловом потреблении. Для этого найдем мощность на зажимах электрогенератора, кВт, получаемую при прохождении пара через турбину до нерегулируемых отборов на п. в. д., питательный, подпиточный деаэраторы, п. н. д. и подогреватель х. о. в. ′′ ) + (Dд1 + Dд2 + Dп1 )(hо′′ − hд1′′ )]η э η м ′′ ) + Dпнд (hо′′ − hпнд Qэвнутр = [Dпвд (hо′′ − hпвд Пар из нерегулируемых отборов попадает в подогреватели: п. в. д., деаэраторы, п. н. д. и подогреватель х. о. в. В них пар кондсируется и оставляет там теплоту конденсации, которая используется на подогрев питательной воды, т. е. на внутреннее тепловое потребление. Мощность внутреннего теплового потребления, кВт, ′′ − hн.пвд ′ ) + Dпнд (hпнд ′′ − hн.пнд ′ ) + Dд1 (hд1′′ − hн.д1 ′ )]. Qтвнутр = [Dпвд (hпвд 126 Удельная выработка электрической энергии, кВт⋅ч / ГДж, равна отношению Qэвнутр к Qтвнутр . Qэвнутр ⋅ 10 6 l т = внутр Qт ⋅ 3600 Здесь число 3600 переводит кДж в кВт⋅ч, а 106 переводит кДж в ГДж. Этот показатель – l т входит в выражение кпд цикла Ренкина с регенерацией η iкp η iкp = η iко 1+ lт 1 + η iко l т Здесь η iко – кпд цикла Ренкина без регенерации. Чем больше регенеративных отборов в ПТУ, тем больше удельная выработка электрической энергии на внутреннем тепловом потреблении, тем меньше пара пойдет в конденсатор при постоянной мощности, тем больше кпд цикла и меньше расход сжигаемого топлива в парогенераторах. Удельная выработка электрической энергии на внешнем тепловом потреблении. Определим электрическую мощность на зажимах генератора, кВт, получаемую при прохождении пара через турбину до регулируемого теплофикационного отбора (для ПТУ типа Т). Qэвнешн = Dсп (hо′′ − hсп′′ )η эг η м Выйдя из отбора, пар попадает в сетевые подогреватели, где оставляет теплоту конденсации, идущую на нагрев сетевой воды, т. е. внешнему тепловому потребителю. ′′ ) Qтвнешн = Dсп (hсп′′ − hн.сп Отношение Qэвнешн к Qтвнешн называется удельной выработкой электрической энергии, кВт⋅ч / ГДж, на внешнем тепловом потреблении. Qэвнешн ⋅ 10 6 10 6 (hо′′ − hсп′′ ) Эт = внешн = ⋅ ′ ) ⋅ 3600 3600 (hсп′′ − hн.сп Qт 127 ′ << hсп′′ , то можно выражение Поскольку hн.сп hо′′ − hсп′′ Т заменить на о − 1 hсп′′ Т сп и окончательно записать ⎞ ⎛Т Эт ≅ 278η эг η м ⎜⎜ о − 1⎟⎟ ⎠ ⎝ Т сп Из последнего выражения видно, что чем выше температура острого пара То и чем ниже температура пара в сетевом подогревателе, тем больше удельная выработка электрической энергии на внешнем тепловом потреблении. Эт – далее используется при расчете экономии топлива при теплофикации. Энергетическая эффективность теплофикации. Теплофикация – это централизация теплоснабжения и комбинированная выработка электрической энергии на внешнем тепловом потреблении. Эффективность теплофикации оценивается экономией топлива – ΔВ, которая складывается из экономии за счет централизации теплоснабжения – ΔВц, комбинированной перерасхода топлива выработки при электрической выработке энергии электрической ΔВк.в и энергии конденсационным потоком пара в сравнении с мощными конденсационными электрическими станциями, кг / год. ΔВ = ΔВц + ΔВк.в - ΔВконд Абсолютная экономия топлива, кг / год, в результате централизации теплоснабжения получается за счет более высокого кпд котельной ТЭЦ – ηкс в сравнении с кпд местных котельных – ηмк N год ⎛ 100 100 ⎞ ⎟⎟ ⋅ 10 6 ΔВц = н ⎜⎜ − Qр ⎝ η мк η кс ⎠ Здесь Nгод – годовой отпуск теплоты от ТЭЦ, ГДж / год. Удельная экономия условного топлива за счет централизации, кг у.т / ГДж 128 ⎛ 100 100 ⎞ ⎟⎟ Δвц = 34⎜⎜ − η η мк кс ⎠ ⎝ Экономия условного топлива, кг / год, за счет комбинированной выработки электрической энергии ΔВк.в = (вконд − вк.в )Э ∗ Здесь вконд – удельный расход условного топлива при выработке электроэнергии конденсационным потоком пара, кг у.т / кВт⋅ч вконд = 3600 3600 0,123 = = p p p Q η iк η кс η эг η м 29330η iк η кс η эг η м η iк η кс η эг η м н р вкв . – удельный расход условного топлива при выработке электроэнергии на внешнем тепловом потреблении, кг у.т / кВт⋅ч, вк.в = 0,123 η кс η эг η м Здесь: Qрн – теплота сгорания условного топлива, кДж / кг у.т; η iкp η кс η эг η м – кпд цикла Ренкина с регенерацией, парогенераторов ТЭЦ, электрогенераторов и механических потерь в подшипниках турбогенератора; Э∗ – выработка электрической энергии на внешнем тепловом потреблении, кВт⋅ч / год. Не трудно заметить, что вконд в несколько раз больше вк.в. За счет этого получается экономия топлива. Введем понятие удельной экономии топлива за счет комбинированной выработки электрической энергии на внешнем тепловом потреблении, кг у.т / ГДж, ΔВк.в Э∗ Δвк.в = год = год (вконд − вк.в ) N N Не трудно заметить, что отношение Э ∗ / N год равно удельной выработке электрической энергии на внешнем тепловом потреблении – Эт, кВт⋅ч / ГДж. Перепишем окончательно Δвк.в = Эт (вконд − вк.в ) 129 Перейдем снова комбинированной к абсолютной выработке экономии электроэнергии на топлива внешнем при тепловом потреблении, кг у.т / год, ΔВк.в = Δвк.в N год = Эт (вконд − вк.в )N год ⎞ ⎛Т ΔВк.в = 278η эг η м ⎜⎜ о − 1⎟⎟(вконд − вк.в )N год ⎠ ⎝ Т сп Из последнего выражения видно, что абсолютная экономия топлива увеличивается с ростом температуры острого пара перед турбиной и уменьшении температуры пара в сетевых подогревателях. Методы увеличения абсолютной экономии топлива при комбинированной выработке электрической энергии на внешнем тепловом потреблении. 1. Повышение температуры острого пара перед морально устаревшими ПТУ на промышленных ТЭЦ. В настоящее время в России работает много ТЭЦ с низкими параметрами острого пара Ро = 3,5 МПа и tо = 435°С. На таких ТЭЦ устанавливают парогенераторы на критические и сверхкритические параметры пара Ро = 24 МПа и tо = 570°С и за ними противодавленческие турбины Р-40 с электрогенераторами (цилиндр высокого давления ПТУ типа Т-250), пар после которых сбрасывается в существующие ПТУ с низкими параметрами пара. 2. Понижение температуры пара в сетевых подогревателях. На современных ПТУ типа Т-100, Т-250 делают двухступенчатый подогрев сетевой воды в двух последовательно соединенных между собой сетевых подогревателях с разными давлениями пара в них. Это позволяет понизить среднюю температуру пара в сетевых подогревателях и получить дополнительную экономию топлива. Чистка подогревателей внутренних поверхностей резиновыми шариками, нагрева трубок внутренней сетевых поверхности отопительных приборов теплопотребителей, профильная накатка на трубах 130 сетевых подогревателей, позволяющая увеличить коэффициент теплопередачи в 1,4 раза, дает уменьшение недогрева сетевой воды до температуры насыщения и позволяет понизить давление (а следовательно и температуру) пара в сетевых подогревателях при передаче одной и той же мощности. Эти мероприятия также увеличивают экономию топлива при комбинированной выработке электроэнергии. ТЭЦ в течение года вырабатывает электрическую энергию не только комбинированным методом, а так же и на конденсационном потоке пара. В этом случае ТЭЦ проигрывает в расходе топлива перед мощными конденсационными электрическими станциями, где параметры острого пара выше, есть промежуточный перегрев пара и значительно большее количество регенеративных отборов пара. вконд = 0,123 – для ТЭЦ η iкр η к η эг η м ∗ вконд = 0,123 – для КЭС η iкр η к η эг η м ∗ ∗ Поскольку в ηiкр для КЭС значительно больше η iкр для ТЭЦ, то ∗ вконд >> вконд . Здесь ТЭЦ проигрывает в экономии топлива на величину, кг у.т / год, o )Э ∗∗ ΔВконд = (вконд − вконд Здесь Э∗∗ – выработка электрической энергии на ТЭЦ конденсационным потоком пара (пара, идущего после турбины в конденсатор). Анализ изменений в тепловой схеме ТЭЦ методом коэффициента ценности теплоты отборов пара ПТУ. Любое изменение в тепловой схеме ТЭЦ, приводящее к изменению тепловой мощности в данной точке схемы на величину ΔQi, кВт, изменяет мощность парогенератора на величину ΔQпг ΔQпг = ∑ ± ξ i (ΔQi ) 131 Здесь ξ i – коэффициент ценности теплоты отбора, в котором происходит изменение. Знак «+» означает перерасход мощности или ухудшение процесса; знак «-» означает экономию тепловой мощности и топлива в парогенераторе. Условие метода – мощность на электрогенераторе поддерживается постоянной Nэ = const. ξ i = Yi [1 + K (1 − Yi )] Yi – коэффициент недовыработки мощности в турбине паром i-го отбора. Yi = (h′′ − h′′) , (h′′ − h′′) i к о к где hо′′ , hi′′ , hк′′ – энтальпии острого пара перед турбиной, в отборе и в конденсаторе, кДж / кг; К – коэффициент, характеризующий совершенство тепловой схемы ТЭЦ К= hо′ − hк′ . hо′′ − hо′ Здесь hо′ , hк′ – энтальпии кипящей воды в барабане парогенератора и конденсата в конденсаторе ПТУ. Изменение расхода топлива в парогенераторе ΔВ = (ΔQпг ) / (Qрн η пг ) . Применим данный метод к определению изменения расхода топлива на парогенераторе при отключении отбора пара на подогреватель высокого давления. Дано: параметры острого пара перед ПТУ Ро, tо, МПа, °С; внутренний относительный кпд турбины – ηoi; давление насыщения в питательном деаэраторе Рд1, МПа; температура питательной воды tпв; расход питательной воды Gпв, кг / с; ηпг – кпд парогенератора, теплота сгорания топлива; Qрн , кДж / кг, давление в конденсаторе – Рк. Определить изменение расхода топлива в парогенераторе методом коэффициента ценности теплоты регенеративных отборов ПТУ ТЭЦ при работе на конденсационном режиме при отключении п. в. д. 132 Задача решается с использованием диаграммы h - S для водяного пара. Необходимо построить процесс истечения пара в турбине. Найти энтальпии: острого пара hо′′ (по Ро и tо); адиабатное теплопадение в турбине Над = hо′′ - hк′′ , действительное теплопадение Нд = Надηoi, энтальпию пара в ∗ конце действительного истечения hк′′ = hо′′ − Н д ; ( hк′′ – энтальпия пара в конце ∗ адиабатного теплопадения, кДж / кг). Найдем температуру насыщения в пвд t н.пвд = t пв + Δt , (Δt = 3o C ) , по таблицам [7] находим Рн.пвд. Давление в отборе на п. в. д. с учетом потерь Рпвд = 1,08Рн.пвд. Находим точку пересечения изобары Рпвд с действительным ′′ . процессом истечения пара в турбине, снимаем значение энтальпии hпвд Давление в отборе на питательный деаэратор Рд1 = 1,08Рн.д1. Находим на диаграмме точку пересечения изобары Рд1 с линией действительного истечения пара в турбине. Снимаем энтальпию hд′′ . 1 Определяем коэффициент совершенства тепловой схемы ТЭЦ: Кс = hо′ − hк′ , hо′′ − hо′ коэффициенты недовыработки мощности паром отбора на п. в. д.: Yпвд = (h′′ − hк′′) (hо′′ − hк′′) пвд и паром отбора на питательный деаэратор YД1 = (h′′ − hк′′) . (hо′′ − hк′′) Д1 Рассчитываем коэффициенты ценности теплоты отбора пара на п. в. д.: ξ пвд = Yпвд [1 + K (1 − Yпвд )] отбора пара на питательный деаэратор: ξ д1 = Yд1 [1 + K (1 − Yд1 )]. Коэффициент ценности теплоты экономайзера парогенератора ξэко = 1. При отключении пвд будут такие изменения: 133 1. Питательная вода будет подогреваться не в п. в. д., а в экономайзере, что потребует дополнительного расхода мощности парогенератора в количестве: +ξэко⋅(ΔQпвд), где (ΔQпвд) = Gпвд⋅4,19(tпв - tн.д1). 2. Конденсат греющего пара из п. в. д. не поступит в питательный деаэратор. Это увеличит расход пара на питательный деаэратор и уменьшит расход пара в конденсатор, увеличит удельную выработку электроэнергии на внутреннем тепловом потреблении и кпд цикла Ренкина, уменьшит мощность парогенератора при Nэ = const на величину, кВт – ξ д1 ⋅(ΔQк.пвд) Здесь ΔQк.пвд = ΔQпвд ′ − hн.д1 ′ ). (hн.пвд ′′ − hн.пвд ′ hпвд При включенном пвд: 1. ξэко⋅ΔQпвд = 0 2. –ξпвд⋅ΔQпвд 3. +ξпвд⋅ΔQк.пвд Перерасход мощности в парогенераторе при отключенном пвд равен ΔQпг = ∑ ± ξ i (ΔQi ) = +ξ эко ⋅ ΔQпвд −ξ д1 ⋅ ΔQк.пвд − ξ пвд ⋅ ΔQпвд + ξ пвд ⋅ ΔQк.пвд Перерасход топлива, кг / с, в парогенераторе составит величину: ΔВ = ΔQпг (Qрн η пг ) . Оптимальное распределение теплофикационных нагрузок между параллельно работающими ПТУ на ТЭЦ. При нагружении ТЭЦ отопительной нагрузкой при понижении температуры наружного воздуха в первую очередь нагружают ПТУ с минимальным коэффициентом ценности теплоты теплофикационного отбора ξ-1. После полной загрузки теплофикационного отбора указанной турбины начинают загружать отбор другой турбины, у которой ξт2 > ξт1 и так далее загружают ТЭЦ до максимальной мощности. 134 При повышении температуры наружного воздуха начинают разгружать ТЭЦ по теплофикационной нагрузке с турбины, у которой больше всех коэффициент ценности теплоты теплофикационного отбора ξ max , т. е. в т обратном порядке. Такое распределение нагрузки между параллельно работающими теплофикационными ПТУ ТЭЦ дает существенную экономию топлива. 13. РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕПЛОВОЙ МОЩНОСТИ, ОТДАВАЕМОЙ ТЕПЛОПОТРЕБИТЕЛЮ ОТ ИСТОЧНИКА ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ Регулирование предназначено для экономии топлива и обеспечения качества теплоснабжения (поддержание температуры внутри помещений на расчетном уровне при любой температуре наружного воздуха). В системах централизованного теплоснабжения качественный отпуск теплоты абонентам возможен только при наличии четырех ступеней регулирования. Первая ступень – центральное качественное регулирование. Оно осуществляется непосредственно на источнике теплоснабжения (в котельной или ТЭЦ) и приводит в соответствие мощность источника теплоты и потребителей. Центральное качественное регулирование предполагает постоянный расход сетевой воды Gp = const и меняющуюся температуру прямой и обратной воды – τ1,2 в соответствии со среднесуточной температурой наружного воздуха – t н∗ °С. Осуществляется регулирование температуры прямой и обратной воды по температурному графику (рис. 13.1). Температура в прямом трубопроводе сети, °С, τ1∗ = τ1 + G (tг − t х′ ) , Gp η 135 где ⎛ 18 − t н∗ ⎞ ⎟⎟ τ1 = 18 + 64⎜⎜ ′ − t 18 ⎝ н ⎠ 0,8 25 ⎤ 18 − t н∗ ⎡ + ⎢(τ1′ − τ′2 ) − ⎥ – температура прямой ′ − 2 18 t ⎣ ⎦ н сетевой воды за второй ступенью подогрева воды на горячее водоснабжение ⎛ 18 − t н∗ ⎞ ⎟⎟ на ЦТП; τ 2 = 18 + 64⎜⎜ ⎝ 18 − t н′ ⎠ 0,8 25 18 − t н∗ − ⋅ – температура сетевой воды 2 18 − t н′ после отопительных установок абонентов. Температура обратной сетевой воды τ ∗2 , °С, на входе в источник теплоснабжения (за первой ступенью подогрева воды на горячее водоснабжение на ЦТП) τ ∗2 = τ 2 − Gгвс (t х′ − t х ) Gp η Рис. 13.1. График регулирования температуры прямой и обратной воды в зависимости от среднесуточной температуры наружного воздуха. τ1∗ и τ1 – температуры прямой воды на выходе из источника и после второй ступени подогрева воды на горячее водоснабжение на ЦТП; τ2 и τ2∗ – температура обратной воды после отопительных приборов абонентов и за первой ступенью подогрева воды на горячее водоснабжение (на входе в источник теплоснабжения); τ3 – температура смешанной воды на ЦТП, которая поступает в отопительные системы абонентов. 136 Температура смешанной воды, поступающей в отопительные установки абонентов, °С ⎛ 18 − t н∗ ⎞ ⎟⎟ τ 3 = 18 + 64⎜⎜ ′ − 18 t ⎝ н ⎠ 0,8 25 18 − t н∗ + ⋅ 2 18 − t н′ Здесь: Gгвс – расход воды на горячее водоснабжение к абонентам, кг / с; Gр – расчетный расход воды на выходе из источника, кг / с; t х′ = τ 2 − 10 , °С; t х = 5 °С; η – кпд теплообменников на ЦТП. Принимается 0,98. Выражения для τ1 и τ2 получены из уравнения характеристики отопительных систем. Регулирование температуры прямой воды осуществляется в водогрейных котельных перепусками воды мимо котла через перепускной клапан. В паровых котельных и на ТЭЦ – изменением давления (расходом пара) в сетевых подогревателях или перепуском воды мимо сетевых подогревателей через перепускной клапан. Для автоматического регулирования температуры прямой воды применяют регуляторы, которые включают в себя датчик температуры, задатчик температуры и исполнительный механизм, изменяющий проходное сечение клапана. Машинист в соответствии с температурным графиком устанавливает на задатчике температуру воды. Регулятор ее поддерживает постоянной в течение суток. Вторая ступень регулирования – групповое количественное. Осуществляется на ЦТП изменением расхода воды, поступающей на целую группу (квартал) теплопотребителей, регулирующим клапаном. Температура прямой воды в течение суток остается постоянной в силу центрального качественного регулирования – τ1∗ = const, а расход воды в системы отопления меняется по закону: 137 18 − t н 18 − t н′ G = Gр ⎡ ⎛ 18 − t ⎞ 0 ,8 ⎤ 64 н ⎟ ⎥ 1+ ⎢1 − ⎜⎜ (τ′1 − τ′2 ) − 0,5 ⋅ 64 ⎢⎣ ⎝ 18 − t н′ ⎟⎠ ⎥⎦ в зависимости от фактической температуры наружного воздуха – tн. Для регулирования устанавливается регулятор с задатчиком, исполнительный механизм с регулирующим клапаном и датчик температуры в представительном помещении. Третья ступень – местное количественное регулирование. Это, как правило, пофасадное регулирование отапливаемого помещения. Осуществляется оно на отдельных ветвях отопительной системы (например, проходящих по южному и северному фасадам здания). Для реализации этого регулирования используют исполнительные механизмы с регулирующими клапанами на каждой ветви, регуляторы с задатчиками внутренней температуры и датчики температуры в представительных помещениях в южном и северном фасадах здания. Четвертая ступень регулирования – индивидуальное количественное. Ведется в каждом отапливаемом помещении. Регуляторы температуры типа «Danfos» устанавливают непосредственно на подающей (или обратной) трубе к отопительному прибору. Регулятор имеет задатчик температуры внутри помещений. Регулирование предназначено для устранения возмущающих воздействий, возникающих в отдельных помещениях за счет внутренних избыточных тепловыделений, солнечной радиации и т. д. Обязательный элемент при использовании регулятора – установка замыкающего участка, чтобы при полностью закрытом клапане сетевая вода пошла по стояку мимо отопительного устройства на другой этаж. Одним из методов центрального регулирования чисто отопительной нагрузки является качественно-количественный. На основании теплопотребителей характеристики получены уравнения, 138 отопительной по которым системы производится регулирование температуры воды и расхода в зависимости от температуры наружного воздуха: ⎛ 18 − t н ⎞ ⎟⎟ τ1 = 18 + 64⎜⎜ ′ 18 − t ⎝ н ⎠ 0,8 25 ⎤⎛ 18 − t н ⎞ ⎡ ⎟⎟ + ⎢(τ′1 − τ′2 ) − ⎥⎜⎜ ′ 2 18 − t ⎣ ⎦⎝ н ⎠ ⎛ 18 − t н ⎞ ⎟⎟ τ 2 = 18 + 64⎜⎜ ⎝ 18 − t н′ ⎠ 0,8 25 ⎛ 18 − t н ⎞ ⎟ − ⎜⎜ 2 ⎝ 18 − t н′ ⎟⎠ 0 , 67 ⎛ 18 − t н ⎞ ⎟⎟ τ 3 = 18 + 64⎜⎜ ′ 18 − t ⎝ н ⎠ 0,8 25 ⎛ 18 − t н ⎞ ⎟ + ⎜⎜ 2 ⎝ 18 − t н′ ⎟⎠ 0 , 67 ⎛ 18 − t н ⎞ ⎟⎟ G = Gр ⎜⎜ ′ 18 − t ⎝ н ⎠ 0 , 67 0 , 33 Применяется в местных котельных с небольшой тепловой мощностью. 14. ТОПЛИВОПОДАЧА И ЗОЛОШЛАКОУДАЛЕНИЕ Топливоподача к котлам, работающим на твердом топливе, представлена на рис. 14.1. Она состоит из тепляка – 1 для размораживания топлива в зимний период и выгрузки угля из железнодорожных вагонов – 2 в бункер − 3. Далее топливо поступает через узел пересыпки – 4 на ленточный транспортер – 5. Для улавливания металлических предметов установлен металлоуловитель – 6. Затем топливо поступает в дробилку – 7 и по ленточному транспортеру поступает на заполнение топливных бункеров – 8. Оборудование топливоподачи рассчитывается на максимальный расход топлива на все работающие котлы. Рядом с котельной размещается расходный склад. На расстоянии пяти километров организуется резервный склад топлива. При работе котельной на газообразном топливе устанавливается газораспределительный узел (ГРУ) (рис. 14.2). В котельную приходит природный газ из газораздаточной станции с давлением 0,6 МПа. Назначение ГРУ – понизить давление до 0,05 МПа и поддерживать его на постоянном уровне. ГРУ включает в себя продувочные свечи – 1, 139 манометры – 2 для регистрации давления газа до и после ГРУ, фильтры – 3 для улаливания пыли, регулятор давления – 4, назначение которого – понижать давление и поддерживать на постоянном уровне за ГРУ, предохранительный клапан – 5 для сброса избыточного давления и свечи безопасности – 6. Рис. 14.1. Схема топливоподачи. 1 – тепляк; 2 – железнодорожный вагон; 3 – бункер; 4 – узел пересыпки; 5 – ленточный транспортер; 6 – металлоуловитель; 7 – дробилка; 8 – бункер котельного агрегата; 9 – котлы со слоевым сжиганием топлива. Для создания запаса резервного топлива в котельных размещают мазутное хозяйство, принципиальная схема которого показана на рис. 14.3. Рис. 14.2. Схема газораспределительного узла. 1 – продувочные свечи; 2 – манометры; 3 – фильтр; 4 – регулятор давления после себя; 5 – предохранительный клапан; 6 – свеча безопасности. 140 В оборудование мазутного хозяйства входит эстакада мазутослива, в которую сливают мазут из железнодорожных цистерн. Для разогрева мазута зимой предусмотрены устройства для подачи водяного пара в цистерну. Далее мазут поступает в мазутохранилища – 2, обогреваемые паром. Для очистки мазута от механических примесей предусмотрены фильтры грубой – 3 и тонкой очистки – 6. Для обеспечения циркуляции мазута и подачи его в котлы установлен мазутный насос – 4. Мазут нагревается в подогревателях – 5 и поддерживается в нагретом состоянии до момента его применения. Благодаря линии рециркуляции – 9, мазут в разогретом состоянии находится у горелок котлов, готовый к его сжиганию при прекращении подачи основного топлива – природного газа. В мазутохранилищах – 2 создают запас мазута для работы котельной в течение десяти суток на максимальной мощности. Золошлакоудаление. При сжигании твердого топлива образуются зола и шлак в количестве Вmax⋅А / 100 (А – зольность топлива, %). Для удаления золы и шлака предусматривается устройство, показанное на рис. 14.4. Такие устройства создают для котлов со слоевым сжиганием топлива. В канал, заполненный водой – 5 погружается гидрозатвор – 9, через который из котла – 1 поступают зола и шлак. Гидрозатвор предназначен для устранения присоса воздуха в топку котла. Далее скребком – 6 зола и шлак переносятся в бункер-накопитель – 8, откуда автотранспортом перевозится на золоотвал. Скребок – 6 передвигается при помощи цепной передачи. Для котлов с пылеугольным сжиганием топлива и жидким шлакоудалением применяется схема гидрозолошлакоудаления (см. рис. 14.5). Схема предусматривает установку канала – 2 с наклонной плоскостью, заполненного водой, гидрозатвора – 12, через который удаляется шлак при помощи смывных сопел – 10. Для улавливания металлических предметов установлен металлоуловитель – 8. Шлак дробится в дробилке – 5 и вместе с водой поступает в багерные насосы – 6, откуда поступает на золоотвал – 7. 141 Насосом – 3 вода возвращается в накопительный бак – 9, откуда насосом смывной воды – 4 подается в смывные сопла – 10. Рис. 14.3. Принципиальная схема мазутного хозяйства. 1 – эстакада мазутослива; 2 – мазутохранилище; 3 – фильтр грубой очистки; 4 – мазутный насос; 5 – мазутоподогреватели; 6 – фильтр тонкой очистки; 7 – конденсатный колодец; 8 – конденсатоотводчики; 9 – линия рециркуляции мазута; 10 – РОУ. Рис. 14.4. Схема золошлакоудаления из котлов со слоевым сжиганием топлива. 142 1 – котел; 2 – топливозабрасыватель; 3 – колосниковая беспровальная решетка обратного хода; 4 – подвод воздуха на горение топлива; 5 – канал с водой; 6 – скребок; 7 – привод цепной передачи; 8 – бункер накопитель золы и шлака; 9 – гидрозатвор. Рис. 14.5. Схема гидрозолошлакоудаления. 1 – котлы; 2 – канал, заполненный водой; 3 – насос возврата воды; 4 – насос смывной воды; 5 – шлаковая дробилка; 6 – багерные насосы; 7 – золоотвал; 8 – мелаллоуловитель; 9 – бак для сбора воды; 10 – смывные сопла; 11 – багерная насосная станция; 12 – гидрозатвор. 15. МЕТОДЫ И СРЕДСТВА ЭКОНОМИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ РЕСУРСОВ В СИСТЕМАХ ЦЕНТРАЛИЗОВАННОГО ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ Использование теплоты вентиляционных выбросов. Для использования теплоты вентиляционных выбросов используются два дополнительно устанавливаемых калорифера (см. рис. 15.1). Требуется рассчитать экономию топлива от такого мероприятия. Максимальная тепловая мощность, кВт, потребляемая для вентиляции объекта: Qвmax = qвV (t в − t н′ )10 −3 143 Расход воздуха, кг / с, требуемый для вентиляции помещения: Gв = Qвmax Св-ха (t в − t н′ ) Определим среднюю тепловую мощность, кВт, на вентиляцию при средней за отопительный период температуре наружного воздуха t н Qв = Qвmax Количество тепловой tв − tн t в − t н′ энергии, кДж / год, поступающей за отопительный сезон на вентиляцию N вгод = Qв n ⋅ 3600 . Рис. 15.1. Схема использования теплоты вентиляционных выбросов. 1 – вентилируемое помещение; 2 – калорифер штатный; 3 – вентилятор; 4 и 5 – дополнительно устанорвленные калориферы на вентиляционных выбросах; 6 – циркуляционные насосы; 7 – теплосчетчик. Назначим температуру уходящего воздуха, °С, из помещения после калорифера-утилизатора – tух. Тепловая мощность, кВт, используемая в калорифере-утилизаторе Qисп = Gв Св- ха (t в − t ух ) Количество тепловой энергии, кДж / год, используемой ΔN = Qисп n ⋅ 3600 144 Экономия топлива в котельной, т / год, от использования теплоты вентиляционных выбросов ΔN Q η к η тр ΔВ = н р Экономия теплоты и топлива, %, за год ΔЭ = ΔN ⋅ 100 N вгод Экономия топливно-энергетических ресурсов заменой устаревших оконных рам на рамы энергоэффективных конструкций. Средняя за отопительный период тепловая мощность, кВт, уходящая через оконные рамы в окружающую среду: Q= 1 F (t в − t н )10 −3 . к Здесь F – площадь окна, м2; к∗ – коэффициент термического сопротивления теплопередачи, м2⋅К / Вт, рамы. Устаревшие энергоэффективных оконные рамы имеют конструкций рам к = 0,3. Производители предлагают следующую номенклатуру: рамы со стеклопакетами однокамерными к∗ = 0,38; рамы со стеклопакетами двухкамерными к∗ = 0,5; рамы со стеклопакетами однокамерными и теплоотражающим покрытием к∗ = 0,53; рамы деревянные и поливинилхлоридные со стеклопакетами однокамерными с теплоотражающим покрытием внутреннего стекла, заполненные аргоном к∗ = 0,6; рамы поливинилхлоридные со стеклопакетами двухкамерными с теплоотражающим покрытием внутреннего стекла к∗ = 0,65; рамы деревянные со стеклопакетами однокамерными с теплоотражающим покрытием внутреннего стекла, заполненные криптоном к∗ = 1. 145 Количество тепловой энергии, кДж / год, сберегаемое при использовании одной рамы энергоэффективных конструкций ⎛1 1 ⎞ ΔN = F (t в − t н )⎜ − ∗ ⎟n ⋅ 3600 , ⎝к к ⎠ или в процентах к⎞ ⎛ ΔN = ⎜1 − ∗ ⎟100 ⎝ к ⎠ Экономия топлива г / год, в котельной ΔВ = Энергосбережение при ΔN . Q η к η тр н р теплоснабжении производственных и административных помещений в праздничные дни. При длительных праздниках, например, n – суток, можно снижать температуру в помещении с tв1 до tв2 уменьшением расхода сетевой воды на отапливаемое помещение с G1 до G2, кг / с. За несколько часов перед выходом рабочих или служащих на работу температуру в помещениях восстанавливают за счет увеличения расхода воды до G1. Если время прогрева помещения τн, час, меньше длительности праздников, п⋅24, час, то будет иметь место экономия энергоресурсов. Время нагрева помещения, час, τн = ln t в1 − t н (См М м − Св М в ) t в2 − t н qoβ t N (1 + μ )3600 Здесь См, Св – удельные теплоемкости материала ограждений и воздуха в помещении, Дж / (кг⋅К); Мм, Мв – масса материала ограждений и воздуха в помещении, кг. Экономия тепловой энергии, кДж, за праздничные дни составит величину ΔN = qoβ tV (1 + μ )(t в1 − t в2 )(n 24 − τ н ) ⋅ 3600 ⋅ 10 −3 146 или в процентах τ ⎞ ⎛ ΔN = ⎜1 − н ⎟100 . ⎝ n 24 ⎠ Экономия топлива, кг, за праздничные дни ΔВ = Расход сетевой ΔN Q η к η тр н р воды на помещение, кг / с, при пониженной температуре G2 = q o β tV (1 + μ )(t в1 − t н′ ) t в2 − t н ⋅ 4,19(τ ′1 − τ ′2 )10 3 t в1 − t н Уменьшение расхода воды в процентах ΔG = ⎛ t −t ⎞ G1 − G2 ⋅ 100 = ⎜⎜1 − в2 н ⎟⎟ ⋅ 100 . G1 ⎝ t в1 − t н′ ⎠ Экономия тепловой энергии при обогревании производственных помещений приборами системы газового лучистого отопления. Приборы газового лучистого отопления предназначены для обогрева конкретного рабочего места. В этом случае нет необходимости обогревать весь промышленный цех. Такая система представляет из себя отражатель с трубами, в которых сгорает природный газ. Прибор подвешивается к потолку над рабочим местом. Продукты сгорания выбрасываются на крышу. Тепловая мощность такого прибора Q∗, кВт, расход природного газа V∗, м3 / ч. Потребляемое количество тепловой энергии, кДж / год, за отопительный сезон цехом N год = qoβ tV (1 + μ )(t в − t н )10 −3 n ⋅ 3600 Расход топлива, тыс. м3, за отопительный сезон в котельной В год N год = н Qр η к η тр ⋅ 10 3 При использовании приборов систем газового лучистого отопления расход природного газа, тыс. м3 / год, составит 147 В∗ = V ∗ nz 10 3 Здесь z – количество приборов, шт.; n – число часов отопительного сезона. Экономия топлива, тыс.м3 / год ΔВ = В год − В ∗ В∗ ⎞ ⎛ ΔВ = ⎜1 − год ⎟ ⋅ 100 . В ⎠ ⎝ или в процентах Экономия топливно-энергетических ресурсов подгонкой характеристики выбранного насоса к расчетной характеристике водяной тепловой сети. Очень редко бывает совпадение характеристик выбранного сетевого насоса и водяной тепловой сети по напору и расходу. Избыточная электрическая мощность привода сетевого насоса, кВт, ΔQн = ΔG ⋅ ΔH ηн η э Здесь ΔН – избыточный напор, кПа; ΔG – избыточная производительность, м3 / с. Перерасход электрической энергии в котельной, кВт⋅ч / год ΔЭ = ΔQн n , где n – число часов отопительного периода, часы. Перерасход топлива, тыс.м3 / год, на тепловой электрической станции, вырабатывающей электроэнергию для привода насоса ΔВ = Здесь ηiкp ηпг ηэг ηтр ηм – кпд ΔЭ ⋅ 3600 Qрн η iкp η пг η эг η тр η м цикла Ренкина, парогенераторов КЭС, электрогенератора, транспортера электрической энергии и механических потерь в подшипниках. Для подгонки характеристики насоса к характеристике водяной тепловой сети используют тиристорные преобразователи частоты или проточку на токарном станке высоты рабочих лопаток на величину 148 ΔR = 0,5( Д 2∗ − Д 2 ) , где Д 2∗ – диаметр рабочего колеса выбранного насоса; Д 2 – диаметр колеса после проточки, м G Д2 = ΔН сн 2 ⋅ g ⋅ 10 3 2 + Свых ρв πв 2 Здесь G – необходимая производительность насоса, м3 / с; Н сн∗ – необходимый напор насоса, м. вод. ст.; ρв – плотность воды, кг / м3; Свых – скорость выхода воды из рабочего колеса, м / с (принимается 3 м / с); в2 – ширина рабочего колеса на выходе потока, м. Экономия энергетических ресурсов при рациональном распределении тепловой энергии по отапливаемому помещению. При капитальном ремонте системы отопления (замена отопительных приборов и стояков) в старых домах забывают ставить дроссельные диафрагмы в стояки для гашения избыточного напора. Согласно пьезометрическому графику внутренних сетей располагаемый напор на вводе в дом значительно больше напора в конце дома. Если не ставить дроссельные диафрагмы на стояки, то через отопительные приборы, находящиеся близко к вводу в дом сетевой воды пойдет расход воды больше, чем в конце дома. Поэтому в одной половине дома будет в квартирах повышенная внутренняя температура, в другой – ниже расчетной. Определим, какую экономию тепловой энергии и топлива дает установка дроссельных диафрагм на стояки. Максимальная тепловая мощность, кВт, поступающая на дом в расчетном режиме Qогод = qoβ tV (1 + μ )(t в − t н )10 −3 Расход сетевой воды, кг / с, Gp = Qomax /[4,19(τ′3 − τ′2 )] Расход воды, кг / с, на один стояк в расчетном режиме Gp1 = Gp 149 cd aв Здесь а и в – длина и ширина дома в плане, м; с⋅d – площадь в плане, отапливаемая одним стояком, м2. Сопротивление стояка, м⋅с2 / м6, в расчетном режиме S ст = ΔН ст Vp12 Здесь ΔНст – сопротивление стояка, обычно 1,5 - 2 м. вод. ст.; Vp1 = Gp1 / ρ в – расход воды через один стояк в расчетном режиме, м3 / с (ρв – плотность воды, кг / м3). Допуская постоянство сопротивления стояка и в нерасчетном режиме, определим расходы воды, м3 / с, в любом стояке без дроссельных диафрагм Vi1∗ = ΔН i S Здесь ΔНi – располагаемый напор в i-м стояке, м. вод. ст., определяется по пьезометрическому графику внутренних сетей в точке врезки стояка. Средний расход воды, м3 / с, через один стояк в нерасчетном режиме к V1 = ∑V ∗ i1 1 к Здесь к – число стояков в доме, шт. Расход воды на дом в нерасчетном режиме, кг / с, без дроссельных диафрагм G ∗ = V1 aв cd Годовой расход тепловой энергии, кДж / год, на дом в нерасчетном режиме (без диафрагм) ∗ = G ∗ 4,19(τ′3 − τ′2 ) N год tв − tн ⋅ n ⋅ 3600 t в − t н′ Годовой расход тепловой энергии, кДж / год, на дом в расчетном режиме N год = Gр 4,19(τ′3 − τ′2 ) 150 tв − tн ⋅ n ⋅ 3600 t в − t н′ Перерасход тепловой энергии на дом, кДж / год, без дроссельных диафрагм ∗ ΔN = N год −N ∗ ⎛ G∗ ⎞ N год −N ΔN = ⋅ 100 = ⎜⎜ − 1⎟⎟ ⋅ 100 . N ⎝ Gp ⎠ или в процентах Перерасход топлива, т / год, в котельной ΔВ = ΔN Q η к η тр ⋅ 10 3 н р Для экономии топлива следует установить дроссельные диафрагмы, диаметр которых, мм, определяется из выражения d ш = 21,4 i Gp1 4 ΔH изб i Здесь ΔH изб – избыточный напор на стояке, м. вод. ст., равен: ΔH p -(1,5-2); i i ΔH p – располагаемый напор в точке врезки стояка во внутренние сети, i м. вод. ст., находится по пьезометрическому графику. Экономия топлива за счет рационального распределения тепловой мощности между параллельно работающими парогенераторами в паровой котельной. Паровая котельная отпускает тепловую энергию на отопление поселка. Пар из парогенераторов поступает в сетевые подогреватели, в которых нагревают сетевую воду. В котельной размещено z парогенераторов. Имеется зависимость кпд парогенераторов от паропроизводительности котлов η z = f (Dz ) . Такая зависимость для парогенераторов разная. Известна марка парогенераторов. Задана максимальная мощность, кВт, отдаваемая в тепловые сети Qо,max от котельной. в Требуется распределения рассчитать тепловой экономию мощности отопительный сезон, кДж / год, т / год. 151 топлива между от рационального парогенераторами за Мощность, кВт, отпускаемая в тепловые сети от котельной, при среднесуточной температуре наружного воздуха t нi∗ Qо,в = Qо,max в i t в − t нi∗ t в − t н′ Паропроизводительность котельной, т / ч, при t нi∗ Dкi = Qо,вi ⋅ 3,6 iк′′ − iпв′ Здесь iк′′ и iпв′ – энтальпии пара за парогенераторами и питательной воды, кДж / кг. Находятся из таблиц [7] по давлению и температуре. Расход топлива в котельной, тыс. м3, при среднесуточной температуре наружного воздуха и числе часов ni стояния этой температуры z Вкi = ∑ 1 Dzi (iк′′ − iпв′ ) ⋅ ni ⋅ η zi Qрн Расход топлива котельной, тыс. м3 / год, за отопительный сезон равен m Вкгод = ∑ Вкi , 1 где m – число значений среднесуточных температур наружного воздуха за отопительный сезон. Просчитывается несколько вариантов распределения нагрузок между парогенераторами. Выбирается вариант с наименьшим расходом топлива, сжигаемого в котельной за отопительный сезон. Экономия топлива при использовании теплоты продувочной воды в пароводогрейной котельной. В ряде котельных продувочная вода поступает в барботер, разбавляется водопроводной водой и сливается в канализацию. Определим экономию топлива от установки в такой котельной сепаратора непрерывной продувки. Теплоту вторичного пара будем использовать в питательном деаэраторе, а оставшуюся продувочную воду направим в охладитель и будем нагревать водопроводную воду. Исходные данные: 152 расход продувочной воды Gпр, кг / с; абсолютное давление в барабане парогенераторов Рк, МПа; давление в питательном деаэраторе, Рд, МПа; число часов работы котельной в год n, час / год; теплота сгорания натурального топлива Qрн , кДж / м3; кпд паровых котлов ηпг; температура продувочной воды после охладителей tохл, °С. Найдем расход продувочной воды из СНП, кг / с, поступающей в канализацию через охладитель iпр′′ − iпр∗ Gпр′ = Gпр iпр′′ − iпр′ Здесь iпр′′ – энтальпия вторичного пара, выходящего из СНП, кДж / кг, (определяется из таблиц [7] по давлению в деаэраторе); iпр∗ – энтальпия продувочной воды, кДж / кг, находится по таблицам [7] по давлению в барабане парогенераторов в котельной; iпр′ – энтальпия продувочной воды, выходящей из СНП, кДж / кг. Выход вторичного пара, кг / с, из СНП Dпр = Gпр − Gпр′ Определим экономию тепловой энергии, кДж / год, от использования вторичного пара в питательном деаэраторе и охладителе продувочной воды ΔN = [Dпр (iпр′′ − iд′ ) + Gпр′ (iпр′ − 4,19t охл )]n ⋅ 3600 Экономия топлива в котельной, т / год ΔВ = ΔN Q η gu ⋅ 10 3 н р При всех мероприятиях по ресурсосбережению следует устанавливать у теплопотребителя тепловые счетчики. Экономия топлива при комбинированной выработке электрической энергии на ТЭЦ от модернизации сетевых подогревателей. 153 На существующих ТЭЦ проводят накатку на гладкой поверхности латунных трубок сетевых подогревателей, после этого мероприятия коэффициенет теплопередачи увеличивается в 1,4 раза. Определить экономию топлива от такой модернизации сетевых подогревателей. Исходные данные для расчета: средние температуры прямой и обратной сетевой воды за отопительный сезон τ1 и τ 2 , °С; средний недогрев сетевой воды до температуры насыщения Δt, °С; количество тепловой энергии, отпущенной внешним тепловым потребителям за год Nо, ГДж / год; температура острого пара перед турбиной То, К; коэффициенты полезного действия при выработке электрической энергии на ТЭЦ при конденсационном режиме ηiк, парогенераторов ηпг, электрогенераторов ηэг, механический ηм (относительные единицы). Среднюю логарифмическую разность температур в сетевых подогревателях будем вычислять как среднюю арифметическую из крайних температурных напоров. Определим удельный расход условного топлива по выработке электрической энергии конденсационным потоком пара, кг.⋅у. т / кВт⋅ч, в∗ = Найдем удельный 0,123 η iк η пг η эг η м расход условного топлива по выработке электрической энергии на внешнем тепловом потреблении, кг. у. т / кВт⋅ч, в ∗∗ = 0,123 η пг η эг η м Средняя за отопительный сезон температура насыщения в сетевых подогревателях до модернизации, К, Т н(сп) = τ1 + Δt + 273 154 Средний темпепратурный напор в сетевых подогревателях до их модернизации, °С, Δt = Т н(сп) − 273 − τ1 + τ 2 2 Средний температурный напор в сетевых подогревателях после их модернизации, °С, Δt ∗ = Δt 1,4 Средняя температура насыщения в сетевых подогревателях после их модернизации, К, ∗ Т н(сп) = Δt ∗ + τ1 + τ 2 + 273 2 Увеличение удельной выработки электрической энергии на внешнем тепловом потреблении, кВт⋅ч / ГДж, ⎡ 1 1 ⎤ ΔЭт = 278η эг η м ⎢ ∗ − ⎥Т о Т Т н(сп) н(сп) ⎣ ⎦ Дополнительная экономия топлива на ТЭЦ после модернизации сетевых подогревателей за отопительный сезон, т. у. т / год, ΔВк.в = ΔЭт N о (в ∗ − в ∗∗ )10 −3 Экономия топлива за счет использования тепловых насосов для теплоснабжения. Тепловую энергию воды, земли можно использовать для отопления домов, цехов на предприятиях и приготовления воды на горячее водоснабжение. С этой целью используют тепловые насосы (рис. 15.2). На одном конце трубопровода находится теплообменник, погруженный в пруд охладитель ТЭЦ, на другом – испаритель холодильной машины. Получающийся пар в испарителе сжимается в компрессоре до высокой температуры и поступает в конденсатор. Там теплота передается сетевой воде, которая поступает в отопительные приборы дома или используется на горяее водоснабжение. 155 Исходные данные для рачета экономии топлива: тепловая мощность, потребляемая домом для отопления или горячего водоснабжения Q, кВт, число часов работы теплового насоса n, час / год. Количество тепловой энергии, потребляемой домом, кДж / год, N год = Qn ⋅ 3600 Рис. 15.2. Расчетная схема отопления помещения с использованием теплового насоса. Назначается температура в конденсаторе tконд для горячего водоснабжения 60°С, для отопления – 90°С. В испарителе tисп = 0°С. Строим цикл холодильной машины в диаграмме lgP-i (рис. 15.3). Процесс 1-2 – испарение фреона в испарителе (изобарно- изотермический процесс). Испарение происходит за счет теплоты воды в пруде охладителе. 2 - 3 – процесс сжатия в компрессоре. Здесь затрачивается электрическая энергия на привод компрессора. В компрессоре к тепловой 156 энергии, полученной фреоном в испарителе, добавляется энергия привода компрессора. Затем фреон поступает в конденсатор. 3 - 4 – процесс в конденсаторе холодильной машины (изобарно-изотермический). В конденсаторе тепловая энергия передается воде, которая поступает в дом и используется на отопление или горячее водоснабжение. 4 - 1 – процесс дросселирования в редукционном клапане PV (изоэнтальпийный процесс). Наносим на диаграмму изотермы tконд и tисп, определяем точки 1, 2, 3 и 4. Выписываем значения энтальпий: i1, i2, i3, и i4, кДж / кг. Определяем удельную теплоту, передаваемую испарителю источника теплоты, кДж / кг, qисп = i2 − i1 Удельная теплота, переданная фреону в компрессоре, кДж / кг, qкомпр = i3 − i2 Рис. 15.3. Диаграмма i-log P. Теплота, переданная воде в конденсаторе, кДж / кг, qкомпр = i3 − i4 Определим вспомогательные параметры ξ= qкомпр qисп ;. ; ν= qконд qкомпр Рассчитаем мощность привода компрессора, кВт, 157 от Qэ = Q ⋅ ν Тепловая мощность, переданная фреону в испарителе, кВт, от источника теплоты Qи = Qэ ⋅ ξ Тепловая мощность конденсатора, кВт, Qк = Qи + Qэ = Q Затраты электрической энергии на привод компрессора, кВт⋅ч / год, Э = Qэ ⋅ n . Затраты топлива на КЭС на выработку электрической энергии для привода компрессора, т / год, Вэ = Э ⋅ 3600 Q η iк η пг η эг η м η тр η к η пр ⋅ 10 3 н р Здесь η iк , η пг , η эг , η м , η тр , η к , η пр – кпд цикла Ренкина, парогенератора, электрогенератора, механический, транспорта электроэнергии по ЛЭП, компрессора, привода компрессора (относительные единицы). Если теплоснабжать дом от котельной, то расход топлива составит величину, т / год, N год Вк = н Qр η к η тр ⋅ 10 3 Экономия топлива, т / год, составит величину ΔВ = Вк − Вэ . 158 БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 1. Соколов, Е. Я. Теплофикация и тепловые сети: Учеб. для вузов / Е. Я. Соколов. – 7 изд., стер. М. : Издательство МЭИ, 2001. 472 с. 2. Внутренние санитарно-технические устройства. В 3-х ч., ч. 1 Отопление / В. Н. Богословский, Б. А. Крупнов, А. Н. Сканава и др. Под ред. И. Г. Староверова и Ю. И. Шиллера. – 4-е изд., перераб. и доп. М. : Стройиздат, 1990. 344 с. 3. Производственные здания: СНиП 31-03-2001. М. : ГУП ЦПП Госстроя России, 2002. 10 с. 4. Внутренние санитарно-технические устройства. В Вентиляция и кондиционирование 3-х ч., ч. 3. воздуха. Кн. 1 и 2. / В. Н. Богословский, А. И. Пирумов, В. Н. Посохин и др. Под ред Н. Н. Павлова и Ю. И. Шиллера. М. : Стройиздат, 1992. 536 с. (319 с.). 5. Сведлов Г. З. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха / Г. З. Сведлов, Б. К. Явнель. – 2-е изд. перераб и доп. М. : Пищевая промышленность, 1978. 264 с. 6. Строительные нормы и правила. СНиП 41-02-2003. Тепловые сети. М. : ГУП ЦПП Госстроя России, 2004. 37 с. 7. Вукалович М. П. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара / М. П. Вукалович, С. Л. Ривкин, А. А. Александров. М. : Изд-во стандартов, 1969. 474 с. 8. Холодильная техника. (Холодильные машины). Справочник / Под ред. И. М. Калнинь. М. : Легкая и пищевая промышленность, 1982. 222 с. 9. Проектирование тепловых сетей: Справочник проектировщика. / Под ред. А. А. Николаева. М. : Стройиздат, 1965. 359 с. 10. Захаренко С. Е. Справочник строителя С. Е. Захаренко. М. : Энергия, 1967. 400 с. 159 тепловых сетей / 11. Производственные и отопительные котельные. / Е. Ф. Бузников, К. Ф. Роддатис. М. : Энергоатомиздат, 1984. 248 с. 12. Исаченко В. П. Теплопередача. / В. П. Исаченко, В. А. Осипова, А. С. Сукомел. М. : Энергия, 1981. 417 с. 13. Громов Н. К. Абонентские устройства водяных тепловых сетей: Проектирование и эксплуатация / Н. К. Громов.– 2-е изд., перераб. и доп. М. : Энергия, 1979. 248 с. 14. Центер Ф. Г. Проектирование тепловой изоляции электростанций / Ф. Г. Центер. М. : Энергия, 1966. 232 с. 15. Водное хозяйство промышленных предприятий: справ. изд. кн. 1/ В.И. Аксенов, М.Г. Ладыгичев, И.И. Ничкова [и др.]; под ред. В.И. Аксенова. М.: Теплотехник, 2005. 640 с. 16. Водоподготовка. Процессы и аппараты: Учебное пособие для вузов / А. А. Громогласов, А. С. Копылов, О. К. Мартьянова и др. / Под ред. О. К. Мартьяновой. М. : Энергоатомиздат, 1990. 272 с. 17. Роддатис К. Ф. Справочник по котельным установкам малой производительности / К. Ф. Роддатис, Б. Я. Соколовский. М. : Энергия, 1975. 370 с. 18. Водяные тепловые сети: Справочное пособие по проектированию / И. В. Беляйкина, В. П. Витальев, Н. К. Громов и др. / Под ред. Н. К. Громова, Е. П. Шубина. М. : Энергоатомиздат, 1988. 376 с. 19. Лебедев А. Н. Подготовка и размол топлива на электростанциях / А. Н. Лебедев. М. : Энергоиздат, 1981. 360 с. 20. Кузнецов П. М. Удаление шлака и золы на электростанциях / П. М. Кузнецов. М. : Энергия, 1970. 295 с. 21. Мелентьев В. А. Гидрозолоудаление и золоотвалы / В. А.Мелентьев, Е. З. Нагли. Л. : Энергия, 1968. 238 с. 22. Скафтымов Н. А. Основы газоснабжения / Н. А. Скафтымов. Л. : Недра, 1975. 343 с. 160 23. Промышленные тепловые электростанции / М. И. Баженов, А. С. Богородский, Б. В. Сазанов. / Под ред Е. Я. Соколова. М. : Энергия, 1979. 296 с. 24. Рихтер Л. А. Охрана водного и воздушного бассейнов ТЭС / Л. А. Рихтер, Э. П. Волков, В. И. Покровский. Энергоиздат, 1981. 295 с. 25. Энергетика и охрана окружающей среды / Под ред. Н. Г. Залогина, Л. П. Кроппа. М. : Энергия, 1979. 352 с. 26. Файерштейн Л. М. Справочник по автоматизации котельных / Л. М. Файерштейн, Л. С. Этинген, Г. Г. Гохбойм. М. : Энергия, 1978. 340 с. 27. Шишов А. Н. Экономика энергетики СССР / А. Н. Шишов, Н. Г. Бухаринов, В. А. Таротин. М. : Высш. Шк. 1979. 448 с. 28. Кострикин Ю. М. Водоподготовка и водный режим энергообъектов низкого и среднего давления: справочник / Ю. М. Кострин, Н. А. Мещерский, О. В. Коровина. М. : Энергоатомиздат, 1990. 254 с. 29. Справочное пособие теплоэнергетика электрических станций / А. М. Леонов, Н. П. Волков, Б. В. Яковлев и др. / Под ред. А. М. Леонова и Б. В. Яковлева. Минск : Беларусь, 1974. 368 с. 30. Строительные нормы и правила. СНиП 11-35-76. Котельные установки. М. : ГУП ЦПП Госстроя России, 2002. 46 с. 31. Здания жилые многоквартирные. СНиП 31-01-2003. М. : ГУП ЦПП Госстроя России, 2001. 21 с. 32. Общественные здания административного назначения. СНиП 31-052003. М. : ГУП ЦПП Госстроя России, 2004. -111, 22 с. 33. Строительная климатология. СНиП 23-01-99. М. : ГУП ЦПП Госстроя России, 2000. 58 с. 34. Строительные нормы и правила. СНиП 11-58-75, 2 ч. Нормы проектирования. Гл. 58. Электростанции тепловые. М. : ГУП ЦПП Госстроя России, 1976. 24 с. 161 35. Отопление, вентиляция и кондиционирование. СНиП 41-01-2003. М. : ГУП ЦПП Госстроя России, 2004. 51 с. 36. Водоснабжение. Наружные сети и сооружения: СНиП 2.04.02.-84. СНиП 41-01-2003. М. : ГУП ЦПП Госстроя России, 1996. 128 с. 162 Учебное пособие Дубинин Алексей Михайлович ИСТОЧНИКИ И СИСТЕМЫ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ ПРОМЫШЛЕННЫХ ПРЕДПРИЯТИЙ Редактор О. В. Климова Компьютерная верстка Л. Г. Зубаревой ИД № 06263 Подписано в печать Бумага писчая Уч.-изд. л. 8,1 от 12.11.2001 г. Формат 60х84 1/16 Плоская печать Усл. печ. л. 8,6 Тираж 300 Заказ 560 Цена “С” Редакционно-издательский отдел УГТУ-УПИ 620002, Екатеринбург, ул. Мира,19 Ризография НИЧ УГТУ-УПИ 620002, Екатеринбург, ул. Мира,19 163