close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Курсовая теплоснабжение города от котельной

код для вставкиСкачать
МИНОБРНАУКИ РОССИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
"Ивановский Государственный энергетический университет
им. В.И. Ленина"
КАФЕДРА ПРОМЫШЛЕННЫЙ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКИ
Расчётно-пояснительная записка
к курсовому проекту
по Энергоснабжению
Тема проекта: " Теплоснабжение района города от котельной "
Выполнил: студент гр.3-71К
Семёнов А.О.
№ з.к. 111073К
Проверил: к.т.н., доцент
Васильев С.В.
Иваново 2014
ОГЛАВЛЕНИЕ
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ3
ВВЕДЕНИЕ4
1. РАСЧЕТ ЗАВИСИМОСТЕЙ ПОДАЧИ ТЕПЛОТЫ ОТ ИЗМЕНЕНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ НАРУЖНОГО ВОЗДУХА5
1.1 Тепловая нагрузка жилого района. График подачи теплоты5
1.2 График зависимости тепловой нагрузки жилого района от температуры наружного воздуха8
1.3 Расчет годового расхода теплоты. Построение графика расхода теплоты в зависимости от времени стояния температуры наружного воздуха11
1.4 Годовой запас условного топлива14
2. ВЫБОР ВИДА ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ И ИХ ПАРАМЕТРОВ15
2.1 Выбор видов теплоносителей15
2.2 Выбор параметров теплоносителей16
3. ВЫБОР СИСТЕМЫ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ17
4. ВЫБОР МЕТОДА РЕГУЛИРОВАНИЯ. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ТЕМПЕРАТУРНОГО ГРАФИКА20
4.1 Метод регулирования тепловой нагрузки20
4.2 Регулирование отпуска тепла. Построение температурного графика21
4.3 Подрегулирование системы горячего водоснабжения23
4.4. Расчет расхода воды из тепловой сети на вентиляцию и температуры воды после систем вентиляции25
5. ПОСТРОЕНИЕ ГРАФИКОВ РАСХОДОВ СЕТЕВОЙ ВОДЫ ПО ОБЪЕКТАМ И В СУММЕ27
6. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ТЕПЛОВОЙ СЕТИ. ПОСТРОЕНИЕ ПЬЕЗОМЕТРИЧЕСКОГО ГРАФИКА31
6.1. Гидравлический расчет водяной тепловой сети31
6.2. Гидравлический расчет разветвленных тепловых сетей32
6.3. Построение пьезометрического графика36
Гидродинамический режим37
6.4. Выбор насосов39
7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПАРОПРОВОДА45
8. Расчёт тепловой схемы источника теплоснабжения. Выбор основного и вспомогательного оборудования48
9. ВЫБОР ОСНОВНОГО ОБОРУДОВАНИЯ56
9.1 Выбор паровых котлов56
9.2 Выбор деаэраторов56
9.3 Выбор питательных насосов57
ЗАКЛЮЧЕНИЕ58
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ59
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Схема системы теплоснабжения района
Таблица П1. Исходные данныеНомер вариантаЖилой район №1Промышленные предприятияN1
тыс.чел.F1
тыс. м2Расчетные тепловые нагрузкиПараметры параQ0QBQГВQтехДавление
МПаТемпература
°С1020,5380153,857,50,11215
Таблица П2. Исходные данныеНомер вариантаНаименование климатического районаДлинна участка, кмТемпературный график, °СГеодезические данныеАВВСВПτ1τ2ZAZBZIZnn10Оренбург3,61,22,11307002,52,53,0
район расположен в г. Оренбург , система закрытая.
Температурный режим отпуска теплоты: τ01/ τ02 =130/70 °С
Способ регулирования центральное качественное по отопительной нагрузке
ВВЕДЕНИЕ
Промышленные предприятия и жилищно-коммунальный сектор потребляют большое количество теплоты. Поставщиком этой энергии служат теплоэлектроцентрали, а также производственные и отопительные котельные.
Истощение топливно - энергетических ресурсов планеты и ухудшение экологической обстановки, медленно, но верно приводит к пересмотру отношения к проектированию и эксплуатации крупных энергетических объектов. И основным направлением этого пересмотра является внедрение повсеместного энергосбережения. Реализуется этот подход главным образом в нормах и правилах, а также в ценах на топливно-энергетические ресурсы (ТЭР).
Учитывая вышесказанное, котельным все сложнее обеспечить бесперебойное и качественное теплоснабжение предприятий и потребителей жилищно-коммунального сектора, как оно должно бы быть. Поэтому всё большее внимание обращается на качество работы котлоагрегатов и рациональное проектирование тепловых схем котельных, которое включает в себя экономичность и возможность работать в нестандартных условиях.
Целью данного курсового проекта является ознакомление с методиками расчета теплоснабжения от паровой котельной. Немаловажным также является ознакомление с существующими ГОСТ-ами, Нормами и правилами(СНиП), Сводами Правил и прочей нормативной документацией касающимися теплоснабжения, а также знакомство с типовым оборудованием тепловых сетей и котельных.
В данном проекте будет сделана попытка просчитать снабжение теплом жилого района города и промышленного предприятия. При этом планируется затронуть все технические аспекты такого снабжения, начиная от проектирования нагрузок и гидравлики сети и заканчивая расходом сырой воды на производство одного ГДж тепла.
Проект носит учебный характер поэтому предусматривает расчет тепловой схемы котельной только в максимальном зимнем режиме. Остальные режимы тоже будут затронуты, но косвенно. 1. РАСЧЕТ ЗАВИСИМОСТЕЙ ПОДАЧИ ТЕПЛОТЫ ОТ ИЗМЕНЕНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ НАРУЖНОГО ВОЗДУХА
Для определения величины годового запаса топлива в условных единицах необходимо знать величину расчетного годового потребления теплоты, для обеспечения которого проектируется котельная.
Годовое потребление состоит из расходов на отопление, вентиляцию, горячее водоснабжение (ГВС) и технологию. Они, в свою очередь, складываются из теплопотреблений отдельных объектов теплоснабжения и по характеру протекания во времени подразделяются на сезонные и круглогодичные. Сезонные нагрузки сильно зависят от климатических условий (в нашем случае основным условием будет являться температура наружного воздуха). К сезонным относятся нагрузки отопления и вентиляции. Круглогодичные - фактически не зависят от климатических условий, таковыми являются нагрузки горячего водоснабжения (ГВС) и технологические.
В нашем проекте два объекта теплоснабжения: промышленное предприятие и жилой район. Расход теплоты промышленным предприятием нам задан, а величина теплопотребления в жилых районах нуждается в определении.
Для расчета нам потребуются климатические сведения по городу - местоположению котельной (г. Оренбург) из [Методичка], таблица П5:
Таблица П5. Климатические параметры холодного периода годаГородТемпература воздуха наиболее холодных суток, °ССредняя месячная температура наиболее холодного месяца, °СПродолжительность, сут, и средняя температура воздуха, °С, периода со средней суточной температурой воздуха<8°C<10°CПродолжите -
льностьСредняя тем - ператураПродолжите -
льностьСредняя тем - ператураОренбург-31-14,8202-6,3215-5,4
1.1 Тепловая нагрузка жилого района. График подачи теплоты
Ввиду недостаточного количества сведений об этом объекте теплоснабжения, расчет будем вести по нормативным укрупненным формулам, в порядке согласном с [СНиП 41-02-2003]. По окончании расчетов построим график зависимости тепловой нагрузки жилых районов от температуры наружного воздуха.
Нагрузка на отопление
Максимальный тепловой поток на отопление жилых и общественных зданий:
Q_ож^з=q∙F∙〖10〗^(-6) (1.1)
Q_ооб^з=k_1∙Q_ож^з=kqF∙〖10〗^(-6) (1.2)
где q- укрупненный показатель максимального теплового потока на отопление жилых зданий на 1м^2 общей площади, принимаем по таблице П3 из [методичка]. Этажность зданий составляет 5 этажей и более. Здания возведены после 1985 года;
F - жилая площадь, м2;
где k_1- коэффициент, учитывающий расход теплоты на отопление общественных зданий, k_1=0,25.
Q_ож^з=87∙380000∙〖10〗^(-6)=33,06 МВт ; Q_ооб^з=0,25∙33,06=8,265 МВт.
Тогда максимальный тепловой поток на отопление района:
Q_max⁡〖О Ж〗^з=Q_ож^з+Q_ооб^з=41,325 МВт;
Нагрузка на вентиляцию
Максимальный тепловой поток на вентиляцию общественных зданий:
Q_(maxВ Ж)^з=k_2∙Q_ооб^з=k_2∙k_1∙q∙F_ж∙〖10〗^(-6) (1.3)
где k_2- коэффициент, учитывающий расход теплоты на вентиляцию общественных зданий, принимается равным 0,6 для зданий постройки после 1985 года;
Fж - площадь общественных зданий, м2.
Тогда максимальный тепловой поток на отопление по району:
Q_max⁡〖В Ж〗^з=0,6∙8,265=4,959 МВт.
Нагрузка на горячее водоснабжение
Средний тепловой поток на горячее водоснабжение жилых и общественных зданий: Q_(ср ГВ)^з=(1,2N_ж (a+в)∙(55-t_x^з))/n_c ∙С_в (1.4)
где Nж - число жителей в районе;
а - норма расхода горячей воды на одного жителя, л/сут, в соответствии с [СНиП 2.04.01- 85*] принимается по таблице П4;
nc - длительность подачи теплоты. Организуем круглосуточную подачу, то есть nc=24часа∙60мин∙60сек=86400с/сут;
в - норма расхода горячей воды, потребляемой в общественных зданиях при температуре 55°С, принимаемой в размере 25 л/сут на одного человека или по укрупненному показателю среднего теплового потока на горячее водоснабжение на одного человека qгв ,Вт/чел, принимаемого по [СНиП 2.04.01- 85*];
t_x^3 - температура холодной воды, °С, при отсутствии данных принимаем равной 5°С; Максимально - часовой тепловой поток на горячее водоснабжение жилых и общественных зданий: Q_( maxГВ)^з=2,4∙Q_(ср ГВ)^з (1.5) Тогда тепловые нагрузки на ГВС:
Q_срГВ^з=(1,2∙20500(105+25)∙(55-5))/86400∙4200=7,773 МВт ;
Q_( maxГВ)^з=2,4∙7,773=18,66 МВт;
Q_(ср ГВ)^л=(1,2∙20500∙(105+25)∙(55-15))/86400∙4200=6,218 МВт.
Тепловые нагрузки по району при расчетной температуре
Отопление: Q_max⁡〖О Ж〗^3=41,325 МВт;
Вентиляция: Q_(maxВ Ж)^3=4,959 МВт;
ГВС средние: Q_(ср ГВ)^з=7,773 МВт;
ГВС максимальные: Q_(max ГВ)^з=18,66 МВт.
1.2 График зависимости тепловой нагрузки жилого района от температуры наружного воздуха
На графике существуют две зоны: зимнего (отопительного) и летнего (неотопительного) периода, характер тепловых нагрузок в которых принципиально различен. Граница между зонами находится на отметке в +10°С. Графики будем строить для первого жилого района и промышленного предприятия.
В летний период присутствуют постоянные нагрузки на ГВС:
Q_(ср ГВ)^л=(1,2N_ж (a+в)∙(55-t_x^л))/n_c ∙С_в , МВт (1.6)
где tлx - температура холодной воды, для летнего периода, принимаем по [1], tлx=15°С.
Тогда нагрузка на ГВС: Q_(ср ГВ)^л=(1,2∙20500(105+25)∙(55-15))/86400∙4200= = 6,218 МВт
В зимний период присутствуют постоянная нагрузка - на ГВС и переменные (зависящие от температуры наружного воздуха) - на вентиляцию и отопление: Q_(ср ГВ)^з=7,773 МВт; (1.7)
Q_(О Ж)^з (t_тек )=Q_max⁡〖О Ж〗^з∙((t_пом-t_тек ))/((t_пом-t_нрО ) ) , Вт ; (1.8)
Q_(В Ж)^з (t_тек )=Q_max⁡〖В Ж〗^з∙((t_пом-t_тек ))/((t_пом-t_нрВ ) ) , Вт ; (1.9)
где tпом - средняя температура внутреннего воздуха отапливаемых помещений, принимаемая для жилых и общественных зданий равной 18°С, а для производственных 16°С.
tтек - текущая температура наружного воздуха;
tнрО - расчетная температура наружного воздуха для целей отопления. Ввиду используемых нами укрупнений эта температура совпадает с аналогичной для вентиляции, то есть tнрО = tнрВ = tнр = -31°С, хотя на практике tнрО обычно ниже tнрВ .
Тогда: Q_(О Ж)^з (t_тек )=Q_max⁡〖О Ж〗^з∙((t_пом-t_тек ))/((t_пом-t_нрО ) )=41,325∙((18-t_тех ))/(18-(-31))=
=15,181-0,843t_тех , МВт Q_(В Ж)^з (t_тек )=Q_max⁡〖В Ж〗^з∙((t_пом-t_тек ))/((t_пом-t_нрВ ) )=4,959∙((18-t_тех ))/(18-(-31) )=
=1,822-0,101t_тек , МВт Теперь можно строить график тепловой нагрузки по жилому району:
Q_O=41,325∙(18-t_н)/(18-(-31) )=15,18-0,843t_н
Q_в=4,959∙(18-t_н)/(18-(-31) )=1.822-0.101t_н
Q_Σ=Q_гв+Q_О+Q_В
Таблица 1. Жилой районtн, °С100-10-20-30-31QO МВт6,7515,1823,6132,0440,4741,313QВ МВт1,2752,8554,4356,0157,5957,753QΣ МВт15,79825,80835,81845,82855,83856,839 Для удобства дальнейших расчетов приведем уравнение полной тепловой нагрузки котельной: Летний режим:
Q_Σ^л=Q_max⁡T^л+Q_(ср ГВ П)^л+Q_(ср Ж)^л=7,5+4+6,218=17,718 МВт;
Зимний режим:
Q_Σ^з (t_тех )=Q_max⁡Т^з+Q_(ср ГВ П)^з+Q_(ср ГВ Ж)^з+Q_(О П)^з (t_тех )+Q_(О Ж)^з (t_тех ) 〖+Q〗_(В П)^з (t_тех )+〖+Q〗_(В Ж)^з (t_тех )=7,5+5+7,773+5,745-0,319t_тех+15,181-0,843t_тех++1,455-0,081t_тех+ 1,822-0,101t_тек=44,476+1,344t_тех МВт.
1.3 Расчет годового расхода теплоты. Построение графика расхода теплоты в зависимости от времени стояния температуры наружного воздуха
Для построения графика Россандера (см. ниже) нам потребуются данные о длительности периодов с различными температурами в нашем (расчетном) городе, от них зависит длительность работы системы теплоснабжения с различными нагрузками. Такие сведения предоставит [методичка], таблица П6:
Таблица П6. Число часов за отопительный период со среднесуточной температурой наружного воздуха, равной и ниже данной (для ориентировочных расчетов)ГородТемпература наружного воздуха, °СНиже -45-40-35-30-25-20-15-10-50+8Оренбург̶̶̶53516650010601810264037704820 Среднесуточная температура равная и меньшая t "держится" n часов отопительного периода. Как видно из таблицы часы стояния температур даны накопительно. То есть длительность отопительного периода по этим данным составляет 200,83 дней. Расхождение с данными [методички] незначительно. На основе данных таблицы строится график продолжительности тепловой нагрузки (график Россандера). Приведем его на рисунке 1.3.
1
Годовой расход теплоты определяется по следующей формуле:
Q_год=Q_(год О)+Q_(год В)+Q_(год ГВ)+Q_(год Т ), Дж\год (1.10)
Слагаемые в ней представляют собой расходы на определенный вид теплопотребления. Зимние нагрузки будем приводить к среднесуточной температуре tср. Расчет ведем по полученным ранее формулам:
Отопление: Q_(год О)=(Q_(О Ж)^з (t_ср )+Q_(О ПП)^з (t_ср ))∙n_0=(5,745-0,319t_ср+15,181-0,843t_ср)∙n_0
(1.11)
где tср - средняя температура воздуха в отопительный период, tср= -6,3°С.
n0 - продолжительность отопительного периода, n0= 200,83дн.=17352000 сек.
(5,745-0,319∙(-6,3)+15,181-0,843∙(-6,3))∙17352000=4.901∙〖10〗^8 МДж.
Вентиляция:
Q_(год В)=(Q_(В Ж)^з (t_ср )+Q_(В ПП)^з (t_ср ))∙n_0=1,455-0,081t_ср+ 1,822-0,101t_ср=
=(1,455-0,081∙(-6,3)+ 1,822-0,101∙(-6,3))∙17352000=0,767∙〖10〗^8 МДж.
(1.12)
Технологическая нагрузка:
Q_(год Т)=Q_max⁡Т ∙365∙24∙60∙60=7,5∙365∙24∙60∙60=2,365∙〖10〗^8 МДж
(1.13)
Нагрузка на ГВС (закрытая система):
Q_(год ГВ)=(Q_(ср ГВ ПП)^л+Q_(ср ГВ Ж)^л )∙(365-n_0 )+(Q_(ср ГВ ПП)^з+Q_(ср ГВ Ж)^з )∙n_0=
=(4+6,218)∙(365-200.83)+(5+7,773)∙200,83=3,666∙〖10〗^8 МДж
(1.14)
По формуле (1.10) определим количество МДж потребляемых в году:
Q_год=4.901∙〖10〗^8+0,767∙〖10〗^8+2,365∙〖10〗^8+3,666∙〖10〗^8=1 093 200 000, МДж
Сводная таблица результатов
Сведем в таблицу результаты расчетов, которые нам понадобятся в следующих главах. К таковым относятся тепловые нагрузки в отопительный период при расчетной температуре:
Таблица 1.1. Сводная таблица тепловых нагрузокПоказательЖилой районПромышленное предприятиеВсего
Ж.Р.+П.П.Q_max⁡О^з , МВт41,3251556,325Q_max⁡В^з , МВт4,9593,88,759Q_max⁡ГВ^з , МВт7,773512,773Q_max⁡Т^з , МВт0,0007,57,5Всего54,05731,385,357
1.4 Годовой запас условного топлива
Считается по следующей формуле: В=Q_год/(Q_НизРаб∙η)
где Q_НизРаб - низшая рабочая теплота сгорания условного топлива, Q_НизРаб=7000 ккал⁄(кг=29 307,6 кДЖ⁄(кг=29,308 МДж⁄кг)).
η - КПД источника теплоснабжения, η=0,9.
Тогда:
В=Q_год/(Q_НизРаб∙η)=1 093 200 000/(29,308∙0,9)=41 440 000кг=41 440 т.
2. ВЫБОР ВИДА ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ И ИХ ПАРАМЕТРОВ
Так как выбор вида и параметров теплоносителей должен производиться на основании технико-экономических расчетов, которые в данном курсовом проекте не производятся, то зададимся ими, самостоятельно исходя и придерживаясь требований и рекомендаций соответствующей справочной литературы.
2.1 Выбор видов теплоносителей
В соответствии со СНиП 14.02 - 2007 в системах центрального теплоснабжения для отопления, вентиляции и горячего водоснабжения жилых, общественных и производственных зданий в качестве теплоносителя следует, как правило, применять воду.
Применение для промышленных предприятий в качестве единого теплоносителя пара для технологических процессов, отопления вентиляции и горячего водоснабжения допускается при технико-экономическом обосновании.
Расчеты показывают, что сравнительная экономичность парового и водяного теплоносителя зависят от дальности подачи теплоты. В большинстве случаев при одноступенчатой схеме подогрева воды на ТЭЦ водяная система оказывается экономичнее паровой, если дальность подачи теплоты превышает 2,0-2,5 км.
При центральном теплоснабжении от котельных сравнительная эффективность паровых систем увеличивается, так как в этом случае падение давления пара в трубопроводах не вызывает уменьшения выработки энергии по теплофикационному циклу; при водяных же системах затраты энергии на перекачку теплоносителя существуют независимо от выбора схемы теплоснабжения.
Исходя из перечисленных выше соображений, примем следующие виды теплоносителей:
для технологических процессов - пар;
для систем отопления и вентиляции промпредприятия - горячая вода;
для жилищно - коммунальных услуг - горячая вода.
2.2 Выбор параметров теплоносителей
Серьезное значение имеет правильный выбор параметров теплоносителя. Выбор расчетных температур теплоносителя в водяных системах теплоснабжения является сложным вопросом, в значительной мере определяющим экономичность использования всех основных элементов системы (источников, тепловых сетей и приемников теплоты).
Действительно, повышение расчетной температуры подаваемой воды (τ01) увеличивает расчетную разность температур в прямой и обратной магистрали и сокращает требуемый расход теплоносителя. Так для температурного графика τ_01/τ_02=130/70℃ при подведении определенного количества теплоты потребуется транспортировать воды в 3,3 раза меньше, а при τ_01/τ_02=200/70℃ в 5,2 раза меньше, чем для графика τ_01/τ_02=95/70℃. Это позволяет уменьшить диаметр трубопровода и сократить расходы электроэнергии на перекачку воды, что подчеркивает экономическую целесообразность применения теплоносителя с повышенными параметрами в системах центрального теплоснабжения.
Выбор оптимального значения расчетных температур для сетевой воды в централизованных системах теплоснабжения с источником ТЭЦ является комплексной технико-экономической задачей, при решении которой должны учитываться следующие основные факторы:
Изменения в расходе топлива, связанные с изменением выработки на ТЭЦ электроэнергии по теплофикационному циклу.
Изменения максимального расхода теплоты от котельной ТЭЦ.
Изменения затрат по тепловым сетям и расхода электроэнергии на перекачку воды.
Изменения затрат по теплоиспользующим аппаратам.
При теплоснабжении от котельных рационально выбирать высокие параметры теплоносителя, допустимые по условиям техники транспорта теплоты по сети и использования ее в абонентских установках [соколов е я]. В качестве расчетного температурного графика примем 130/70.
Параметры пара на источнике принимаем с учетом потерь давления и температуры при транспортировке:
Давление пара p_пара^ист=0,11 МПа;
Температура перегретого пара t_ПП^ист=215℃.
3. ВЫБОР СИСТЕМЫ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ
Основное значение любой системы теплоснабжения состоит в обеспечении потребителей необходимым количеством теплоты требуемого качества.
При выборе системы теплоснабжения учитываются технические и экономические показатели по всем элементам: источники теплоты, сети, абонентским установкам.
В данном курсовом проекте необходимо выбрать систему теплоснабжения для промышленного предприятия и жилого района. Наиболее рациональным является выбор централизованной системы теплоснабжения, т.к. с уменьшением числа источников теплоснабжения, повышается экономичность выработки теплоты и снижаются начальные затраты и расходы по эксплуатации источников теплоснабжения.
В качестве источника централизованного теплоснабжения принимаем производственно отопительную котельную, обеспечивающую теплотой промышленное предприятие и жилой район. Выбор связан с тем, что применение экономически более выгодно источника теплоты - теплоэлектроцентрали невозможно ввиду небольших тепловых и электрических нагрузок. Котельная будет покрывать нужды отопления, вентиляции и горячего водоснабжения жилого района и промышленного предприятия, кроме того, она будет отпускать пар на технологические нужды предприятия.
В зависимости от числа трубопроводов, используемых для теплоснабжения данной группы потребителей, водяные системы делятся на одно-, двух-, трех- и многотрубные. В данном курсовом проекте выбираем двухтрубную водяную систему, в которой тепловая сеть состоит из трубопроводов: подающего и обратного. По подающему трубопроводу горячая вода подводится от станции к абонентам, по обратному трубопроводу охлажденная вода возвращается к котельной. Эти системы по сравнению с многотрубными требуют меньших начальных вложений и дешевле в эксплуатации.
Водяные системы теплоснабжения применяются: закрытые и открытые. Выбираем закрытую систему теплоснабжения, в ней сетевая вода используется только в качестве теплоносителя, но из сети не отбирается. Преимущество закрытой системы - гидравлическая изолированность водопроводной воды, поступающей в установки горячего водоснабжения, от воды, циркулирующей в тепловой сети. Обеспечивается стабильное качество горячей воды, поступающей в установки горячего водоснабжения, такое же как качество водопроводной воды.
В зависимости от характера тепловых нагрузок абонента и режима тепловой сети выбираются схемы присоединения абонентских установок к тепловой сети. Присоединение нагрузки ГВС - независимое. Для отопления принимаем зависимую схему присоединения отопительных установок с элеваторным смещением. Основными преимуществами элеватора как смесительного устройства являются простота и надежность работы. В условиях эксплуатации элеватора не требует постоянного обслуживания. Достоинства закрытой схемы - это простота и дешевизна, и при этом может быть получен несколько больший перепад температур сетевой воды в абонентской установке. Увеличение перепада температур воды уменьшает расход теплоносителя в сети, что может привести к снижению диаметров сети и экономии на начальной стоимости тепловой сети и на эксплуатационных расходах.
Все, два вида нагрузки присоединяем к тепловой сети. То есть расход теплоносителя будет складываться из суммы его расходов на отдельные виды нагрузки. Все необходимое для работы оборудование, по возможности, будем располагать в групповых тепловых пунктах (ГТП). Что благоприятно скажется на уровне шума и упростит обслуживание установок. Принципиальная схема такого ГТП приведена на рис. 3.1. Рисунок 3.1 Принципиальная схема ГТП: 1  воздухораспределитель; 2  калорифер; 3  регуляторы расхода (по давлению и температуре); 4  воздухозаборник; 5  воздушник; 6  стояки водоразборных кранов; 7  нагревательные приборы; 8  элеватор; 9  моделирующее устройство (импульс температуры наружного воздуха); 10  регулируемый циркуляционный насос; 11  циркуляционный насос; 12  бак-аккумулятор; 13  ЦБ вентилятор; 14  обратный клапан; 15  подогреватель ГВС.
Для теплоснабжения промышленного предприятия принимаем паровую централизованную схему, она должна включать в себя систему сбора и возврата конденсата.
Паровую систему предусматриваем однотрубную с возвратом конденсата. Пар по паровой сети транспортируется к тепловым потребителям. Конденсат возвращается от потребителя в котельную по конденсатопроводу. На случай аварийной ситуации предусматриваем резервную подачу пара в сеть через редукционно - охладительную установку. Сбор конденсатора от теплоприемников и возврата его к источнику теплоты имеют важное значение для надежности работы котельной установки и для экономии теплоты и общей экономичности системы теплоснабжения в целом. Систему сбора и возврата конденсата принимаем закрытую.
Технологические потребители к паровым системам теплоснабжения присоединяются непосредственно; системы горячего водоснабжения и отопления присоединяются либо через пароводяной подогреватель, либо через струйный подогреватель.
4. ВЫБОР МЕТОДА РЕГУЛИРОВАНИЯ. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ТЕМПЕРАТУРНОГО ГРАФИКА
Этот раздел предусматривает определение графика изменения температур в подающем и обратном трубопроводах в зависимости от температур наружного воздуха. Исходные данные для расчета:
τ_01^/- температура теплоносителя в подающем трубопроводе, °С. Принято τ_01^/=130℃;
τ_02^/- температура теплоносителя в обратном трубопроводе, °С. Принято τ_02^/=70℃;
τ_03^/- температура после абонентского ввода по [1], °С. Для зависимых систем τ_03^/=95℃.
t_вр- температура воздуха внутри помещения по [2],°С. Принимаю расчетную температуру внутри помещения t_вр=18℃.
t_нро- расчетная температура наружного воздуха в целях отопления по [2],°С. Для города Оренбург t_нро=-31℃.
4.1 Метод регулирования тепловой нагрузки
Как известно, регулирование тепловой нагрузки возможно в различных точках тепловой сети (центральное, групповое, местное, индивидуальное). Для обеспечения высокоэффективного теплоснабжения необходимо регулировать отпуск как минимум на трех уровнях, обязательно включая индивидуальный. Однако таких подробностей в нашем проекте рассматриваться не будут. Примем в качестве метода регулирования центральный качественный метод регулирования.
Центральный качественный метод представляет собой регулирования отпуска теплоты за счет изменения температуры теплоносителя на входе в систему (при неизменном расходе теплоносителя) и может обеспечить более стабильный тепловой режим, нежели количественный метод. Однако при этом возрастает потребление электроэнергии на питание насосов, связанное с постоянным расходом теплоносителя. Качественное регулирование возможно не на всем промежутке температур отопительного периода, это связано с условиями горячего водоснабжения. По [9] для закрытой системы теплоснабжения температура в местах водозабора должна быть не менее 50°С, в связи с этим [3] требует температуру воды в подающем трубопроводе не менее 70°С (резерв, видимо, учитывает падение температуры воды в местных коммуникациях и в теплообменнике ГВС). В проекте примем температуры воды в местах водозабора t_Г1=60℃.
Теперь определимся со схемой присоединения абонентов. Независимое присоединение нагрузки ГВС уже принято, так как выбран закрытый тип системы теплоснабжения. Для отопления принимаем зависимую схему согласно с рекомендациями [3]. Исходим при этом из следующих соображений:
Зависимая схема дешевле и проще (в регулировании и расчете);
Наш температурный график (130/70) обуславливает максимальное давление воды в сети около 4 атмосфер, тогда как допустимое давление в самых распространённых в РФ отопительных приборах (чугунных радиаторах) 6 атмосфер. То есть жесткая гидравлическая связь сети с приборами, являющаяся основным недостатком зависимой схемы, работе нашей сети не помешает.
4.2 Регулирование отпуска тепла. Построение температурного графика
В основу центрального качественного регулирования положен закон изменения отопительной нагрузки от температуры наружного воздуха [3].
Для расчета температур в отопительных системах с зависимым присоединением следует использовать следующие выражения:
а) температура сетевой воды перед отопительной системой
о1 = tвр + t/o Qo0,8+ ( /o - /о /2)Qo , (4.1)
где  /o  расчетный перепад температур в тепловой сети;
 /o = /o -/o2; (4.2) б) температура воды на выходе из отопительной системы
о2 = tвр + t/o Qo0,8- /о /2Qo. (4.3)
в) температура воды после смесительного устройства (элеватора) о3 = tвр + t/o Qo0,8 +/0 /2Qo, (4.4)
где t/o  расчетная разность температур в отопительных приборах, оС;
t/o = 0,5 (/о3 - /о2) - tвр ; (4.5)
/0  расчетный перепад температур теплоносителя в отопительных приборах; /0 = /о3 + /о2; Qo  относительная тепловая нагрузка; Qo = Qo /Q/o .
По уравнениям (4.1), (4.3), (4.4) для текущих температур наружного воздуха в диапазоне 8 (или10)  tн  tнр (пять, шесть значений) определяются температуры воды о1, о2, о3 и строится температурный график  = f (tн) (рис. 4.1).
График температур (рис. 4.1) в подающем трубопроводе тепловой сети имеет вид ломаной линии (температура наружного воздуха в точке излома tн = tнти ). Таблица 4.1 Данные для построения графика температур.
tн, 0С80-10-20-30-31Q0отн, МВт0.16330.36730.57140.77550.97961τ01, 0C707086.365107.47127.98130τ02, 0C454552.07960.93669.270τ03, 0C555566.36580.32393.6995
Рис.4.1. Температурный график регулирования отпуска теплоты.
4.3 Подрегулирование системы горячего водоснабжения Для того чтобы выполнить подрегулирование системы горячего водоснабжения необходимо определить следующие параметры (методика расчета взята в соответствии с [3] ).
Расчет водяного эквивалента воды на горячее водоснабжение W_гв^/ , кВт/К:
W_гв^/=(Q_гв^ср)/(τ_(01 ти)-τ_(02 ти) ) ,
где Q_гв^ср - средняя нагрузка на горячее водоснабжение, Q_гв^ср=7773 кВт
τ_(01 ти) - температура воды в подающем трубопроводе в точке излома (по рис. τ_(01 ти)=70℃)
τ_(02 ти) - температура воды в обратном трубопроводе в точке излома (по рис. τ_(02 ти)=45℃)
W_гв^/=(Q_гв^ср)/(τ_(01 ти)-τ_(02 ти) )=7773/(70-45)=311кВт/К Расчет водяного эквивалента водопроводной водыW_вв^/ , кВт/К:
W_вв^/=(Q_гв^max)/(t_г-t_х ),
где Q_гв^max - максимальная нагрузка на горячее водоснабжение, Q_гв^max=11230 кВт t_г - температура горячей воды, t_г=55℃
t_х - температура холодной воды, t_х=5℃. W_вв^/=(Q_гв^max)/(t_г-t_х )=11230/(55-5)=224,6 кВт/К Расчетный средний температурный напор для подогревателя системы горячего водоснабжения:
∆t_гв^/=((τ_(02 ти)-t_х )-(τ_(01 ти)-t_г ))/ln⁡〖((τ_(02 ти)-t_х ))/((τ_(01 ти)-t_г ) )〗 =((45-5)-(70-55))/ln⁡〖((45-5))/((70-55) )〗 =26,1 ℃
Параметр секционного водо-водяного подогревателя:
Ф=(Q_гв^max)/(∆t_гв^/∙(W_гв^/∙W_вв^/ )^0,5 )=11230/(26,1∙〖311〗^0,5 )=1,85
Задаемся произвольным значением температуры греющей воды на выходе из подогревателя системы горячего водоснабжения t_гв2=35℃.
Расчет следующих величин ведем при t_н=-31℃, тогда τ_(01 )=130 ℃
Значение водяного эквивалента сетевой воды для полученных температур W_гв, МДж/с·℃:
W_гв=(Q_гв^max)/(τ_(01 )-t_гв2 )=11230/(130-31)=107,6 кВт/К Из совокупности водяных эквивалентов выбираем меньший и больший водяные эквиваленты. Сравниваем W_гв и W_вв^/. W_гв<W_вв^/, следовательно W_м=W_гв=107,6 кВт/К , W_б=W_вв^/=224,6 кВт/К .
Рассчитываем безразмерную удельную тепловую нагрузку секционного подогревателя:
ε=1/(0,35∙W_м/W_б +0,65+1/Ф∙(√(W_м/W_б ))^0,5 )=1/(0,35∙107,6/224,6+0,65+1/1,85∙(√(107,6/224,6))^0,5 )=0,79
Рассчитываем фактическую тепловую нагрузку горячего водоснабжения:
Q_гв^ф=ε∙W_м∙(τ_(01 )-t_х )=0,79∙107,6∙(130-5)=11410 кВт
Определяем фактическую температуру сетевой воды на выходе из подогревателя горячего водоснабжения:
〖τ_гв2〗^ф=τ_(01 )-(Q_гв^ф)/W_гв =130-10549/107,6=33,4 ℃
Определяем расход сетевой воды на подогреватель горячего водоснабжения:
G=W_гв/c_ср =107,6/4,19=25,7 кг/с
Табл.4.2. Результаты определения фактической температуры горячей воды
ПараметрыТемпература наружного воздуха-31-30-25-20-15-10-508〖τ_гв2〗^ф, ℃33.1733.3533.4633.4933.4333.2833.0532.7332.31ε0.8060.790.770.750.720.690.650.590.43Q_гв^ф, кВт114101141011420114401148011550116801191012890G, кг/с23.3125.728.6832.4737.4944.4554.7671.72147.12 Рис.4.2. График фактической температуры горячей воды.
4.4. Расчет расхода воды из тепловой сети на вентиляцию и температуры воды после систем вентиляции
Расчет водяного эквивалента воздуха на вентиляцию W_возд^/ , кДж/с∙℃ :
W_возд^/=〖Q_в〗^//(t_вр-t_нр )=8800/(20-(-31))=160 кДж/с∙℃ Расчет водяного эквивалента воды W_п^/, кДж/с∙℃ :
W_п^/=〖Q_в〗^//(τ_(01 )-τ_(02 ) )=8800/(160,6-100,6)=147кДж/с∙℃ Выбираем из полученных значений W_возд^/ и W_п^/меньшее. W_м=W_п^/=147 кДж/с∙℃.
Средний температурный напор∆t_в^/:
∆t_в^/=(τ_(01 )+τ_(02 ))/2-(t_вр+t_нр)/2=(160,6+100,6)/2-(20+(-35))/2=138,1 ℃.
Основной режимный коэффициент калорифера ω_ос^/:
ω_ос^/=〖Q_в〗^//(∆t_в^/∙W_м )=8800/(138,1∙147)=0,43
Безразмерный коэффициент α (расчет произведем при t_н=-30℃):
α=(τ_(01 )-t_н)/(t_вр-t_н )-0,5=(139,3-(-30))/(20-(-30))-0,5=2,886
Коэффициент калорифера β:
β=1/(ω_ос^/ )∙((W_п^/)/W_м )^0,15∙((W_возд^/)/W_м )^0,5∙((W_возд^/)/W_м )^0,35=1/0,52∙(147/147)^0,15∙(160/147)^0,5∙(160/147)^0,35=2,1 Решаем уравнение относительно отношения (W_п^/)/(W_возд^/ ):
α∙ (W_п^/)/(W_возд^/ )-β∙((W_п^/)/(W_возд^/ ))^0,85-0,5=0
(W_п^/)/(W_возд^/ )=1,146,следовательно W_п^/=1,146∙W_возд^/=140кДж/с∙℃ Находим расход сетевой воды через калорифер:
G_в=W_п/c_ср =140/4,19=33,4 кг/с Рассчитываем текущую тепловую нагрузку на вентиляцию (расчет произведем при t_н=-30℃):
Q_в=W_возд^/∙(t_вр-t_н )=160∙(20-(-30))=8000 МВт
Температура сетевой воды после калорифера:
τ_в2=τ_(01 )-Q_в/(W_п^/ )=139,3-8000/140=95,89 ℃
Таблица 4.3. Результат определения фактической температуры воды
Расчетный параметрТемпературы наружного воздуха, t_н ℃-31-30-25-20-15-10-508τ_в2, ℃103,5795,8988,280,5172,8165,1257,4149,7137,42
Рис. 4.3. Температура воды на выходе из системы вентиляции.
5. ПОСТРОЕНИЕ ГРАФИКОВ РАСХОДОВ СЕТЕВОЙ ВОДЫ ПО ОБЪЕКТАМ И В СУММЕ
Для построения графиков расходов сетевой воды в сетях по объектам находим численные значения расходов сетевой воды, идущей в систему отопления, вентиляции и ГВС для каждого объекта. Определение этих расходов будем осуществлять по известной тепловой нагрузке и температурам сетевой воды.
Определяем расходы сетевой воды для жилого района Расчет всех параметров ведем при t_н=-10℃.
Расход сетевой воды, поступающей в систему отопления:
G_о=Q_о/(c_ср∙(τ_(01 )-τ_02 ) )=13640/(4,19∙(95,3-51,7) )=74,62 кг/с
Расход сетевой воды, поступающей в систему вентиляции:
G_в=Q_в/(c_ср∙(τ_(01 )-τ_02 ) )=1640/(4,19∙(95,3-51,7) )=8,95 кг/с
Расход сетевой воды, поступающей в систему ГВС:
G_гв=Q_гв/(c_ср∙(τ_(01 )-τ_г2 ) )=4730/(4,19∙(95,3-33,28) )=18,2 кг/с
Аналогично расчет ведется при других температурах.
Для промышленного предприятия расчет ведется аналогично. Результаты расчета для всех районов сведены в таблицы.
Табл. 5.1. Расходы сетевой воды на жилой район
Расчетные параметрыТемпературы наружного воздуха, t_н ℃-31-30-25-20-15-10-508Q_о, МВт25,0122,7420,4618,1915,9213,6411,379,15,46G_о, кг/с74,6274,6274,6274,6274,6274,6274,6265,9260,14Q_в, МВт32,732,462,181,911,641,361,040,66G_в, кг/с8,368,087,887,567,37,116,906,446,05Q_гв, МВт4,734,734,734,734,734,734,734,734,73G_гв, кг/с9,9610,7511,6912,8314,2215,9918,2321,4329,94
Рис. 5.1. График зависимости сетевой воды для жилого района. Табл. 5.2. Расходы сетевой воды на промышленное предприятие
Расчетные параметрыТемпературы наружного воздуха, t_н ℃-31-30-25-20-15-10-508Q_о, МВт2320,9118,8216,7314,6412,5410,468,365,02G_о, кг/с68,6268,6268,6268,6268,6268,6268,6265,359,14Q_в, МВт5,85,274,754,223,693,162,642,111,27G_в, кг/с16,4415,9815,214,5613,771312,2711,6510,7Q_гв, МВт6,56,56,56,56,56,56,56,56,5G_гв, кг/с13,6814,7716,0717,6319,5521,9725,1329,4541,14
Рис. 5.2. График зависимости сетевой воды для промышленного предприятия. Табл.5.3. Суммарный расход сетевой воды Расчетные параметрыТемпературы наружного воздуха, t_н ℃-31-30-25-20-15-10-508G_о, кг/с143,24143,24143,24143,24143,24143,24143,24131,22119,28G_в, кг/с24,824,0623,0822,1221,0720,1119,1718,0916,75G_гв, кг/с23,6425,5227,7630,4633,7737,9643,3650,8871,08
Рис. 5.3. Общий расход сетевой воды. 6. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ТЕПЛОВОЙ СЕТИ. ПОСТРОЕНИЕ ПЬЕЗОМЕТРИЧЕСКОГО ГРАФИКА
6.1. Гидравлический расчет водяной тепловой сети
Расчет всех параметров ведем при t_н=-31℃.
Расчётный расход воды на жилой район:
G_ж=(Q_о+Q_в)/(c_ср∙(τ_(01 )-τ_02 ) )+k_з∙(Q_гв^ср)/(c_ср∙(τ_(01 ти )-τ_(02 ти) ) ), где k_з - коэффициент запаса учитывает долю среднего расхода воды на горячее водоснабжение при регулировании по нагрузке отопления, принимаем по [1] k_з=1,2.
G_ж=(Q_о+Q_в)/(c_ср∙(τ_(01 )-τ_02 ) )+k_з∙(Q_гв^ср)/(c_ср∙(τ_(01 ти )-τ_(02 ти) ) )=(25012+3000)/(4,19∙(130-70) )+1,2∙7773/(4,19∙(70-45))=152,21 кг/с
Расчётный расход воды на промышленное предприятие:
G_пп=(Q_о+Q_в)/(c_ср∙(τ_(01 )-τ_02 ) )+k_з∙(Q_гв^ср)/(c_ср∙(τ_(01 ти )-τ_(02 ти) ) )=(23000+5800)/(4,19∙(130-70) )+1,2∙6500/(4,19∙(70-45))=150,97 кг/с
Суммарный расчётный расход теплосети:
G=G_ж+G_пп=152,21+150,97=303,18 кг/с
6.2. Гидравлический расчет разветвленных тепловых сетей
Исходными данными для расчета являются: схема тепловой сети, параметры теплоносителя на источнике и у абонентов, расчетные расходы воды по отдельным участкам, длины участков тепловой сети.
Расстояние от источника теплоснабжения до жилого района согласно заданию составляет 4800 м. Предварительно выбираем главную магистраль как наиболее удаленную. В нашем случае это будет направление до наиболее удаленного потребителя, т.е. Источник (А) - (В) - жилой район (С).
Расчет участка главной магистрали А - В
а) Задаемся величиной удельных потерь давления R_1=80 Па/м [1].
б) Определяем ориентировочный внутренний диаметр трубопровода, мм:
d=A∙G^0,38/〖R_1〗^0,19 где A - коэффициент равный 0,117 [1]
d=A∙G^0,38/〖R_1〗^0,19 =0,117∙(303,18)^0,38/(80)^0,19 =446 мм
в) По 10704-91 определяем стандартный ближайший диаметр для стальных электросварных труб:
- внутренний диаметр: d_вн=466 мм;
- наружный диаметр: d_н=480 мм;
- толщина стенки: δ_ст=7 мм.
г) Рассчитываем среднюю скорость движение воды на участке, м/с:
v=(4∙G)/(π∙d_ГОСТ^2∙ρ)=(4∙303,18)/(3,14∙(0,466)^2∙951)=1,87 м/с
д) Определяем критерий Рейнольдса и сравниваем его с предельным значением:
〖Re〗_пр=560∙d_вн/k_з =560∙0,466/(0,5∙〖10〗^(-3) )=521920
Re=(v∙d_ГОСТ)/u
где u - кинематическая вязкость воды, u = 0,296 ∙ 10-6 м2/с
Re=(v∙d_ГОСТ)/u=(1,87∙0,466)/(0,296 ∙ 〖10〗^(-6) )=2943986
Т.к. значение Re > Reпр, то при определении коэффициента гидравлического трения величиной 68/Re пренебрегаем.
е) Рассчитываем коэффициент гидравлического трения λ. Для водяных сетей k_з=0,0005 м по [1]:
λ=0,11∙(k_з/d_ГОСТ )^0,25=0,11∙(0,0005/0,466)^0,25=0,02
ж) Уточняем величину линейной потери давления, Па/м:
〖R_l〗^/=λ/d_ГОСТ ∙(ρ∙v^2)/2=0,02/0,466∙(951∙(1,87)^2)/2=71,37 Па/м
з) Определяем эквивалентную длину участка трубопровода, м:
По [3] находим l_экв в зависимости от диаметра участка
l_экв=ε∙d_вн/λ
- для задвижки (установленной вначале и в конце участка):
l_экв=0,3∙0,466/0,02=7
- для сальникового компенсатора (установленного через каждые 100 м - 32 шт.): l_экв=0,2∙0,466/0,02=4,66
∑▒〖l_экв=2∙7+32∙4,66=163,12 〗
и) Определяем потери давления на участке, Па:
∆Р=〖R_l〗^/∙(l_геом+∑▒l_экв )=71,37∙(3600+163,12)=254300 Па
Расчет участка В - С производим аналогично.
Расчет ответвления В - ПП
а) Определяем для ответвления величину удельного линейного падения давления:
R_l=∆Р/(l∙(1+α) ),
где α - коэффициент линейных потерь напора в ответвлениях, α=0,019∙√G=0,019∙√150,97=0,233
R_l=∆Р/(l∙(1+α) )=254300/(2000∙(1+0,233) )=103,12 Па/м
б) Определяем ориентировочный внутренний диаметр трубопровода, мм:
d=A∙G^0,38/〖R_l〗^0,19 =0,117∙(150,97)^0,38/(103,12)^0,19 =326 мм в) По 10704-91 определяем стандартный ближайший диаметр для стальных электросварных труб:
- внутренний диаметр: d_вн=359 мм;
- наружный диаметр: d_н=377 мм;
- толщина стенки: δ_ст=9 мм.
г) Рассчитываем среднюю скорость движение воды на участке, м/с:
v=(4∙G)/(π∙d_ГОСТ^2∙ρ)=(4∙150,97)/(3,14∙(0,359)^2∙951)=1,57 м/с
д) Определяем критерий Рейнольдса и сравниваем его с предельным значением:
〖Re〗_пр=560∙d_вн/k_з =560∙0,359/(0,5∙〖10〗^(-3) )=402080
Re=(v∙d_ГОСТ)/u
где u - кинематическая вязкость воды, u = 0,296 ∙ 10-6 м2/с
Re=(v∙d_ГОСТ)/u=(1,57∙0,359)/(0,296 ∙ 〖10〗^(-6) )=190416
Т.к. значение Re < Reпр, то при определении коэффициента гидравлического трения величиной 68/Re непренебрегаем.
е) Рассчитываем коэффициент гидравлического трения λ. Для водяных сетей k_з=0,0005 м по [1]:
λ=0,11∙(k_з/d_ГОСТ +68/Re)^0,25=0,11∙(0,0005/0,359+68/190416)^0,25=0,022
ж) Уточняем величину линейной потери давления, Па/м:
〖R_l〗^/=λ/d_ГОСТ ∙(ρ∙v^2)/2=0,022/0,359∙(951∙(1,58)^2)/2=72,74 Па/м
з) Определяем эквивалентную длину участка трубопровода, м:
По [3] находим l_экв в зависимости от диаметра участка
l_экв=ε∙d_вн/λ
- для задвижки (установленной вначале и в конце участка):
l_экв=0,3∙0,359/0,022=4,9
- для сальникового компенсатора (установленного через каждые 100 м - 18 шт.): l_экв=0,2∙0,359/0,022=3,26
∑▒〖l_экв=2∙4,9+18∙3,26=68,48 〗
и) Определяем потери давления на участке, Па:
∆Р=〖R_l〗^/∙(l_геом+∑▒l_экв )=68,48∙(2100+71,83)=141880 Па
Табл. 6.1. Результаты гидравлического расчета водяной тепловой сети
ВеличиныЕдиницыА-ВВ-СВ-ППGкг/с303,18152,21150,97l_геомм340013002000d_ГОСТмм466359359vм/с1,871,581,57λ-0,020,0220,022〖R_l〗^/Па/м71,3772,7471,83∑▒l_экв м163,1245,6668,48∆РПа25430062680141880
Расчет дроссельных шайб на ответвлениях тепловой сети
В начале участка В-ПП устанавливаем диафрагму, которая понижает давление напор в сети:
∆Р=|〖∆Р〗_(В-С)-〖∆Р〗_(В-ПП) |=141880-62680=79200 Па
∆Н=∆Р/(ρ∙g),
где ∆Н - небаланс перепада напора в ответвлении, м.вод.ст.
ρ - плотность воды, ρ=951 кг/м^3
g - ускорение свободного падения, g=9,8 м/с^2.
∆Н=∆Р/(ρ∙g)=79200/(951∙9,8)=8,5 Диаметр отверстия диафрагмы определяется по следующей формуле, мм:
d=10∙∜(G^2/∆Н)=10∙∜((150,97)^2/8,5)=72 мм
6.3. Построение пьезометрического графика
Основные требования к пьезометрическому режиму сети по условиям надёжной работы можно свести к следующим:
Давление в сети не должно превышать допустимых давлений в элементах оборудования сети. Приведём величины допустимых давлений для элементов, которые нам потребуются:
чугунные радиаторы - 60 м. вод. ст.;
пароводяные теплообменники - 1,4 МПа = 145,6 м. вод. ст.;
арматура и трубопроводы - 1,6 МПа = 166,4 м. вод. ст.;
Необходимо обеспечивать избыточное давление во всех элементах системы теплоснабжения для защиты от подсосов воздуха и кавитации насосов. Примем запас давления 5 м. вод. ст.
Необходимо обеспечивать невскипание сетевой воды при гидродинамическом режиме наличием избыточного давления. Значит в подающем трубопроводе давление должно быть следующим:
Рпод > Рнас(tнас) = 476 101 Па = 49,5227 м. вод. ст. Примем Р_min^п= 50 м. вод. ст.
Гидростатический режим
Построение начинаем с гидростатического режима, когда циркуляции нет и система заполнена водой с температурой не выше 100ºС.
Самая высокая точка системы - это отопительные установки жилого района, имеющие высоту: Нc = Zc + hзд = 1,5 + 15 = 16,5 м. Возьмём запас 7,5 м. вод. ст. во избежание подсосов воздуха в систему и кавитации насосов. Тогда полный статический напор сети РS = 25 м. вод. ст.
Самой низкой точкой системы являются отопительные установки промышленного предприятия (оно подключено через общий коллектор), их геометрическая высота составляет 1,5 м. На них будет действовать напор в 23,5 м. вод. ст., но это безопасно для отопительных установок ПП, поскольку допустимая по условиям прочности величина составляет 60 м. вод. ст. (чугунные радиаторы).
Гидродинамический режим
1. Построение пьезометрического графика начинаем с определения напора в коллекторе обратного трубопровода на источнике системы теплоснабжения.
Эта точка определяется из условия обеспечения избыточного напора и минимального напора во всасывающем патрубке сетевого насоса. Величина напора находится в пределах 5...25 м.вод.ст. Принимаем: Н_А^О= 5 м. вод. ст. [1]. Полный статический напор сети принимаем равным 60 м.вод.ст. , что не нарушает статический режим работы тепловой сети.
Давление в точке В: Н_В^О=Н_А^О+〖∆Н〗_(А-В)=5+27,3=32,3 м. вод. ст.
Давление в обратном трубопроводе на абонентских вводах в жилой район: Н_Ж^О=Н_В^О+〖∆Н〗_(В-С)=32,3+6,7=39 м. вод. ст.
Давление в прямом трубопроводе на абонентских вводах в жилые районы с учётом потерь давления в абонентской установке, 〖∆Н〗_АБ=25 м. вод. ст.: Н_Ж^П=Н_Ж^О+〖∆Н〗_АБ=39+25=64 м. вод. ст.
В прямом трубопроводе в точке В: Н_В^П=Н_Ж^П+〖∆Н〗_(В-С)=64+6,7=70,7 м.вод.ст.
Коллектор прямого трубопровода в точке А: Н_А^П=Н_В^П+〖∆Н〗_(А-В)=70,7+27,3=98 м.вод.ст.
Нагнетательный патрубок сетевого насоса: Н_(сет нас)^П=Н_А^П+〖∆Н〗_Т=98+25=123 м.вод.ст. Здесь 〖∆Н〗_Т - потери в сетевых подогревателях.
Прямой трубопровод на вводе в ПП: Н_ПП^П=Н_В^П-〖∆Н〗_(В-ПП)=70,7-15,2=55,5 м.вод.ст.
Обратного трубопровода на вводе в ПП: Н_ПП^О=Н_В^О-〖∆Н〗_(В-ПП)=32,3-15,2=17,1 м.вод.ст.
Рис. 6.1. Пьезометрический график.
6.4. Выбор насосов
Для выбора насосов необходимо знать напор Нн, который должен создавать насос, и его подачу Vн при данном напоре.
Выбранная нами схема подключения абонентов и подогрева воды предусматривает выбор насосов следующего назначения:
Сетевые - обеспечивают движение воды в сетевых трубопроводах. Источник [1] требует наличия не менее двух сетевых насосов, один из которых является резервным;
Подпиточные - компенсируют утечки воды в сети. Для закрытой сети их число также должно быть не менее двух, при одном резервном;
Циркуляционные - создают циркуляцию воды в локальных водяных системах. Требования к их количеству аналогичны предыдущим.
Выбор сетевого насоса
Напор сетевых насосов следует принимать равным разности напоров на нагнетательном и всасывающем патрубках сетевого насоса при суммарных расчетных расходах воды. По пьезометрическому графику напор сетевого насоса будет равен:
Н_с=〖∆Н〗_ТПУ+〖∆Н〗_под+〖∆Н〗_обр+〖∆Н〗_АБ,
где 〖∆Н〗_ТПУ - потери напора в теплоприготовительной установке, 〖∆Н〗_ТПУ=6 м.вод.ст.
〖∆Н〗_под - потери напора в подающем трубопроводе, 〖∆Н〗_под=〖∆Н〗_(А-В)+〖∆Н〗_(В-С)=27,3+6,7=34 м.вод.ст.
〖∆Н〗_обр - потери напора в обратном трубопроводе, 〖∆Н〗_обр=〖∆Н〗_под=34 м.вод.ст.
〖∆Н〗_АБ - потери напора у определяющего абонента, 〖∆Н〗_АБ=25 м. вод. ст.
Н_с=〖∆Н〗_ТПУ+〖∆Н〗_под+〖∆Н〗_обр+〖∆Н〗_АБ=6+34+34+25=99м. вод. ст. Подача сетевого насоса равна расчётному расходу сетевой воды:
G=G_ж+G_пп=152,21+150,97=303,18 кг/с=1091,45 м^3/ч
Согласно [1] количество сетевых насосов должно быть не менее двух, один из которых резервный. По [3] выбираем два насоса типа СЭ-1250-140-11 включенных параллельно, (один резервный, один рабочих).
Таблица 6.2. Основные технические характеристики сетевого насоса СЭ-1250-140-11
Тип насосаV, м3/чH, м. вод. ст.Кавитационный запас,
мЧастот вращения, 1/минН_ом,
м вод. ст.S_ом, (м∙с^2)/м^6 СЭ-1250-140-1112501407,51500169,8246
Строим характеристику сети:
Н_с=S∙V^2,
где S - сопротивление сети, S=Н_с/V^2 =99/(1091,45)^2 =0,83∙〖10〗^(-4) (м∙с^2)/м^6 Задаваясь различными величинами подачи V, строим характеристику сети:
Табл.6.3. Построение характеристики сети
V, т/ч01002003004005006007008009001000110012001300с, м.в.ст.00,833,367,5613,442130,2441,1653,7668,0484101,64120,96141,96 Строим характеристику насоса:
Н_н=Н_ом-S_ом∙V^2
Н_н=169,8-246∙V^2
Задаваясь различными величинами подачи V, строим характеристику насоса:
Таблица 6.4. Построение характеристики насоса
V, т/ч01002003004005006007008009001000110012001300н, м.в.ст.169169,610169,04168,09166,76165,05162,96160,49157,64154,42150,81146,82142,46169
Рис. 6.2. Совмещенная характеристика сети и насоса.
Параметры точки пересечения: V_н^д=1300 м^3/ч, Н_н^д=140 м. вод. ст. Условие V_н^д≥V, Н_н^д≥Н выполняется, значит насос выбран правильно.
Выбор подпиточного насоса
Напор подпиточных насосов должен определяться из условий поддержания в водяных тепловых сетях статического давления, т.е. быть равен полному статистическому напору сети: ∆Нc=Р_s=60м. вод. ст. Подача подпиточного насоса должна обеспечивать восполнение потерь в тепловой сети. Согласно [1], расчетный расход воды для подпитки закрытых систем теплоснабжения следует принимать равным 0,75% фактического объема воды в трубопроводах тепловых сетей и присоединенных к ним системах отопления и вентиляции зданий. Кроме того должна предусматриваться дополнительная аварийная подпитка химически необработанной недеаэрированной водой, расход которой принимается равным 2% от объема воды в трубопроводах тепловых сетей и присоединенных к ним системах отопления и вентиляции зданий.
Подачу подпиточных насосов V3под, м3/ч, определяем по формуле: V_под^3=0,02∙Q^сум∙65,
где Q^сум - мощность системы теплоснабжения, Q^сум=67,61 МВт
65 м^3 - объем сети, отнесенной к одному МВт нагрузки.
V_под^3=0,02∙Q^сум∙65=0,02∙67,61∙65=88 м^3/ч
Выбираем 3 насоса КМ 90/85, один из которых является резервным.
Табл.6.5. Основные технические характеристики подпиточного насоса КМ 90/85
НасосПодача, м3/чНапор, м. вод. ст.Кавитационный запас, м. вод. ст.КПД не менее, %Частота,
об/минКМ 90/8590855,5652900
Строим характеристику сети:
Н_с=S∙V^2
Откуда: S=Н_с/V^2 =60/(88)^2 =0,0077 (м∙с^2)/м^6 Задаваясь различными величинами подачи V, строим характеристику сети:
Таблица 6.6. Построение характеристики сети
V, т/ч0102030405060708090100110120130с, м.в.ст.00,773,086,9312,3219,5927,7237,7349,2862,377793,17110,88130,13 Строим характеристику насоса:
Н_н=Н_ом-S_ом∙V^2
Н_н=88-20600∙V^2
Задаваясь различными величинами подачи V, строим характеристику насоса:
Табл.6.7. Построение характеристики насоса
V, т/ч0102030405060708090100110120130с, м.в.ст.8887,786,1585,3484,6783,2282,4881,880,9979,8778,677,4376,6675,5
Рис. 6.3. Совмещенная характеристика сети и насоса.
Параметры точки пересечения: V_н^д=100 м^3/ч, Н_н^д=80 м. вод. ст. Условие V_н^д≥V, Н_н^д≥Н выполняется, значит насос выбран правильно.
7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПАРОПРОВОДА
Задачей данного раздела является гидравлический и тепловой расчеты паропровода. Как уже отмечалось, технологические тепловые нагрузки промышленного предприятия полностью покрываются паром. Гидравлический расчёт паропровода и его тепловой расчёт составляют единое целое.
Исходными данными при гидравлическом расчете паровых сетей являются параметры пара у потребителя и на источнике системы теплоснабжения.
Исходные данные:
- Тепловая нагрузка на технологию Q_т=7,5 МВт
- Коэффициент возврата конденсата k_вк=0,8;
- Температура возвращаемого конденсата t_вк=80°С;
- Давление и температура пара у потребителя, соответственно Р_п=0,11 МПа, t_п=215°С.
- Давление и температура пара на источнике, соответственно Р_п=1,85 МПа, t_п=250°С.
Расход пара Dп, кг/с, находят по выражению:
D_п=Q_пп/((h_гп-c_ср∙t_х )-k_вк∙c_ср∙(t_вк-t_х ) ),
где h_гп. - энтальпия греющего пара, h_гп=2815 кДж/кг;
〖 k〗_вк - коэффициент возврата конденсата, k_вк=0,8;
t_вк - температура возвращаемого конденсата;
t_х - температура холодной воды, оС;
Q_пп - тепловая нагрузка по пару промышленного предприятия, Q_пп =13 МВт.
D_п=Q_пп/((h_гп-c_ср∙t_х )-k_вк∙c_ср∙(t_вк-t_х ) )=7500/((2815-4,19∙5)-0,8∙4,19∙(80-5) )==5,1кг/с Перепад давления:
∆Р=Р_и-Р_п=1,85-0,95=0,9 МПа
Рассчитываем линейное падение давления на участке по формуле:
R=∆Р/(l∙(1+α) ),
где l - длина участка, l=3300 м
α - коэффициент, учитывающий местные сопротивления,
α=0,19∙√(D_п )=0,43
R=∆Р/(l∙(1+α) )=(0,9∙〖10〗^6)/(3300∙(1+0,43) )=190,7 Па/м
Определяем предварительно средние значения абсолютного давления и температуры:
Р_ср=(Р_и+Р_п)/2
t_ср=t_п-∆t/2,
где ∆t - падение температуры на участке, 0С, принимается 20С на 100 м длины паропровода, ∆t=66 ℃
Р_ср=(Р_и+Р_п)/2=(1,85+0,95)/2=1,4 МПа
t_ср=t_п-∆t/2=250-66/2=217 ℃
По полученным Р_ср=1,4 МПа и t_ср=217 ℃ определяем ρ_ср=6,65 кг/м^3.
Определяем произведение R∙ρ_ср=190,7∙6,65=1268,2 Па/м
Определяем диаметр трубы, мм:
d=0,42∙(D_п )^0,38/(R∙ρ_ср )^0,19 =0,42∙(5,1)^0,38/(1268,2)^0,19 =200 мм
По полученному значению диаметра определяем эквивалентную длину местных сопротивлений:
- для задвижки (установленной вначале и в конце участка):l_(экв.задв)=4,5;
- для сальникового компенсатора (установленного через каждые 100м): l_(экв.комп)=10.
∑▒〖l_экв=(2∙4,5+31∙10) 〗∙1,26=492 м
Рассчитываем приведенную длину участка:
l_пр=l+l_экв=3300+492=3792 м
Уточняем падение давления и среднее давление паропровода:
〖∆Р〗^ут=(R∙ρ_ср)/ρ_ср ∙l_пр=1268,2/6,65∙3792∙〖10〗^(-6)=0,72 МПа 〖Р^ут〗_и=〖∆Р〗^ут+Р_п=0,72+0,95=1,67 МПа
〖Р^ут〗_ср=(〖Р^ут〗_и+Р_п)/2=(1,67+0,95)/2=1,31 МПа
Рассчитываем потери теплоты на участке:
Q_пот=q∙l_пр,
где q - удельная нормируемая потеря теплоты паропровода, Вт/м, по [7] q=101,2 Вт/м.
Q_пот=q∙l_пр=101,2∙3792=383750 Вт
Уточняем значения падения температуры и средней температуры по формулам:
〖∆t〗^ут=Q_пот/(D_п∙C),
где C - теплоемкость пара, C =1,94кДж/кг·К.
〖∆t〗^ут=Q_пот/(D_п∙C)=383750/(5,1∙1940)=38,8 ℃ 〖t^ут〗_ср=t_п-〖∆t〗^ут/2=195-38,8/2=175,6 ℃
По 〖Р^ут〗_ср=1,31 МПа и 〖t^ут〗_ср=175,6 ℃ уточняем значение средней плотности пара 〖ρ_ср〗^ут=8,92 кг/м^3 Рассчитываем действительное удельное падение давления:
〖∆Р〗^д=(R∙ρ_ср)/〖ρ_ср〗^ут ∙l_пр=1268,2/8,92∙3792∙〖10〗^(-6)=0,54 МПа
8. РАСЧЁТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ИСТОЧНИКА ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ. ВЫБОР ОСНОВНОГО И ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
Основной целью расчёта тепловой схемы источника теплоснабжения является выбор основного и вспомогательного оборудования. Принципиальная тепловая схема представлена на рисунке 8.1.
Расчет тепловой схемы котельной с паровыми котлами выполняется для трех режимов: максимально зимнего, наиболее холодного зимнего и летнего. В данной курсовой работе будет произведён расчёт для максимально-зимнего режима работы.
Рис. 8.1. Принципиальная тепловая схема паровой производственно-отопительной котельной.
1 - паровой котел; 2 - расширитель непрерывкой продувки; 3 - насос сырой воды; 4 - барботер; 5 - охладитель непрерывной продувки; 6 - подогреватель сырой воды; 7 - химводоочистка; 8 - питательный насос; 9 - подпиточный насос; 10 - охладитель подпиточной воды; 11 - сетевой насос; 12 - охладитель конденсата; 13 - сетевой подогреватель; 14 - подогреватель химически очищенной воды; 15 - охладитель выпара; 16 - атмосферный деаэратор; 17 - редукционно-охладительная установка (РОУ)
Табл.8.1. Таблица исходных данных
Физическая величинаОбозначениеЗначения величин при максимально-зимнем режимеРасход пара на технологические нужды, т/ч
Р_п=1,85 МПа, t_п=250°СD_m^/11Расход теплоты на нужды отопления, МВтQ_о15Расход теплоты на вентиляцию, МВтQ_в3,8Расход теплоты на ГВС, МВтQ_гв5Расчетная температура наружного воздуха, 0Сt_нр-31Возврат конденсата технологическими потребителямиk_вк0,8Энтальпия пара с параметрами на выходе из котла, кДж/кг
Р_п=1,85 МПа, t_п=250°Сh_РОУ^/2815Энтальпия с параметрами после РОУ, кДж/кгh_РОУ^(//)2715Температура питательной воды, Сt_пв104Энтальпия питательной воды, кДж/кгh_пв437Непрерывная продувка котлоагрегатовP_пр, %3Энтальпия котловой воды, кДж/кгh_кв830Степень сухости параХ0,98
Энтальпия пара на выходе из расширителя непрерывной продувки, кДж/кг
h_расш^(//)
2691Температура подпиточной воды, Сt_подп70
Энтальпия подпиточной воды, кДж/кгh_подп294Температура возвращаемого конденсата, Сt_к80Энтальпия возвращаемого конденсата, кДж/кгh_к335Температура воды после охладителя непрерывной продувки, Сt_пр50Температура сырой воды , Сt_св5Температура химически очищенной воды перед охладителем деаэрированной воды, Сt_хов^/20 Расчёт принципиальной тепловой схемы источника
теплоснабжения
При расчете тепловой схемы в нижеуказанной последовательности определяются:
1. Коэффициент снижения расхода теплоты на отопление и вентиляцию для режима наиболее холодного месяца:
К_(о.в)=(t_вр-t_нр)/(t_вр-t_ро )=(20-(-31))/(20-(-40) )=0,92
2. Расход воды на подогреватели сетевой воды:
G=(860∙∑▒Q)/(τ_01-τ_02 )=(860∙(15+3,8+5))/(130-70)=587,1 т/ч
3. Расход пара на подогреватели сетевой воды:
D_псв=(4,187∙G∙(τ_01-τ_02 ))/((h_РОУ^(//)-c_ср∙t_к )∙η)=(4,187∙587,1∙80)/((2715-4,19∙80)∙0,98)=84,32 т/ч
4. Расход редуцированного пара внешними потребителями:
D_РОУ^(//)=D_т+D_псв=0+84,32=84,32 т/ч
5. Суммарный расход свежего пара внешними потребителями:
D_вн=D_РОУ^/+D_m^/,
где D_РОУ^/=D_РОУ^(//)∙(h_РОУ^(//)-h_пв)/(h_РОУ^/-h_пв )=84,32∙(2715-437)/(2815-437)=80,77 т/ч
D_вн=D_РОУ^/+D_m^/=80,77+11=91,77 т/ч
6. Количество впрыскиваемой воды:
G_РОУ=D_РОУ^(//)∙(h_РОУ^/-h_РОУ^(//))/(h_РОУ^/-h_пв )=84,32 ∙(2815-2715)/(2815-437)=3,55 т/ч 7. Расход пара на собственные нужды котельной:
D_сн^/=0,01∙k_сн∙D_вн,
где k_сн - коэффициент, учитывающий долю расхода пара на собственные нужды котельной (подогрев сырой и химически очищенной воды, расход на деаэратор), принимаем k_сн=10.
D_сн^/=0,01∙k_сн∙D_вн=0,01∙10∙91,77=9,12 т/ч
8. Расход пара на покрытие потерь в котельной:
D_п=0,01∙k_п∙(D_вн-D_сн^/ ),
где k_п - коэффициент, учитывающий долю расхода пара на покрытие потерь в котельной, рекомендуется принимать равным 2  3 %.
D_п=0,01∙k_п∙(D_вн-D_сн^/ )=0,01∙3∙(91,77-9,12)=2,48 т/ч
9. Суммарный расход пара на собственные нужды:
D_сн=D_сн^/+D_п=9,12+2,48=11,6 т/ч
10. Суммарная паропроизводительность котельной:
D=D_вн+D_сн=91,77+11,6=103,37 т/ч
11. Потери конденсата в оборудовании внешних потребителей и внутри котельной:
G_к^пот=(1-k_вк )∙(D_т+D_m^/ )+0,01∙k_п∙D=(1-0,8)∙11+0,01∙3∙103,37=5,3 т/ч
12. Расход химически очищенной воды:
G_хов=G_к^пот+0,01∙k_тс∙G,
где k_тс - коэффициент, учитывающий потери воды в теплосети, рекомендуется принимать равным 2 %.
G_хов=G_к^пот+0,01∙k_тс∙G=2,3+0,01∙2∙587,1=14,04 т/ч
13. Расход сырой воды:
G_св=k_хов∙G_хов,
где k_хов - коэффициент, учитывающий расход сырой воды на собственные нужды химводоочистки, рекомендуется принимать равным 1,25 %.
G_св=k_хов∙G_хов=1,25∙14,04=17,55 т/ч
14. Количество воды, поступающей в расширитель с непрерывной продувкой:
G_пр=0,01∙Р_пр∙D=0,01∙3∙103,37=3,1 т/ч
15. Количество пара, получаемого в расширителе непрерывной продувки:
D_расш=(G_пр∙(h_кв-h_расш^/ ))/((h_расш^(//)-h_расш^/ )∙X)=(3,1∙(830-437))/((2691-437)∙0,98)=0,55 т/ч 16. Количество воды на выходе из расширителя непрерывной продувки:
G_расш=G_пр-D_расш=3,1-0,55=2,55 т/ч
17. Температура сырой воды после охладителя непрерывной продувки:
t_св^/=(G_расш∙(h_расш^/∙η-h_пр^/ ))/(4,2∙G_св )+t_св=(2,55∙(437∙0,98-210))/(4,2∙17,55)+5=12,6 ℃ 18. Расход пара на подогреватель сырой воды:
D_св=G_св∙((h_хов^/-h_св^/ ))/((h_РОУ^/-h_к^РОУ ) ),
где h_к^РОУ - энтальпия конденсата редуцированного пара, определяется по температуре конденсата, принимаемой равной 70  85о С.
D_св=G_св∙((h_хов^/-h_св^/ ))/((h_РОУ^/-h_к^РОУ ) )=17,55 ∙(84-64)/(2815-75)=0,13 т/ч
19. Температура химически очищенной воды после охладителя деаэрированной воды:
t_хов^(//)=t_хов^/+(0,01∙G∙k_мс∙(t_пв-t_2 )∙η)/G_хов ,
где t_хов^/ - температура химически очищенной воды на входе в охладитель деаэрированной воды (в процессе химической очистки воды ее температура снижается примерно на 2 оС); снижением температуры воды в оборудовании химводоочистки и последующим ее подогревом в охладителе можно пренебречь
t_2 - температура деаэрированной воды после охладителя, принимается равной 70 оС.
t_хов^(//)=t_хов^/+(0,01∙G∙k_мс∙(t_пв-t_2 )∙η)/G_хов =20+(0,01∙587,1∙2∙(104-70)∙0,98)/14,04==47,87 ℃
20. Расход пара на подогрев химически очищенной воды в подогревателе перед деаэратором:
D_хов=(G_хов∙(h_к-h_хов^/ ))/((h_РОУ^(//)-h_к^РОУ ) )=(14,04∙(335-74))/(2715-75)=1,39 т/ч
21. Суммарное количество воды и пара, поступающее в деаэратор, за вычетом греющего пара деаэратора:
G_д=G_хов+k_вк∙D_m^/+D_хов+D_св+D_псв+D_расш==14,04+0,8∙11+1,39+0,13+84,32+0,55=109,23 т/ч
22. Средняя температура воды в деаэраторе:
t_д^/=(G_хов∙h_к+k_вк∙(D_m^/+D_РОУ^/ )∙h_к^РОУ+D_св∙h_к^РОУ+D_псв∙h_к+D_расш∙h_расш^(//))/(4,2∙G_д )==(14,04∙335+0,8∙(11+80,77)∙75+0,13∙75+84,32∙335+0,55∙2691)/(4,2∙109,23)=87,07 ℃
23. Расход греющего пара на деаэратор:
D_д=(G_д∙(h_пв-4,19∙t_д^/ ))/((h_РОУ^(//)-h_пв )∙η)=(109,23∙(437-4,19∙87,07))/((2715-437)∙0,98)=3,53 т/ч
24. Расход редуцированного пара на собственные нужды котельной:
D_сн^РОУ=D_д+D_хов+D_св=3,53+0,13+1,39=5,05 т/ч
25. Расход свежего пара на собственные нужды котельной:
D_сн=(D_сн^РОУ∙(h_РОУ^(//)-h_пв ))/((h_РОУ^/-h_пв ) )=5,05∙(2715-437)/(2815-437)=4,84 т/ч
26. Действительная паропроизводительность котельной с учетом расхода на собственные нужды и потери пара в котельной:
D_к=D_сн+D_псв+0,01∙k_п∙(D_сн+D_псв )==4,84+84,32+0,01∙3∙(4,84+84,32)=91,83 т/ч
27. Невязка с предварительно принятой паропроизводительностью котельной:
∆D=(D_к-D)/D_к ∙100%=(91,83-103,37)/91,83∙100%=12,57%
Расчет тепловой схемы следует уточнить, так как невязка превышает допустимые 3%. Для этого определяются:
- уточненный расход редуцированного пара с учетом действительного расхода на собственные нужды: D_(у РОУ)^(//)=D_т+D_псв+D_сн^РОУ=0+84,32+5,05=89,37 т/ч - уточненный расход свежего пара с учетом действительного расхода на собственные нужды: D_(у РОУ)^/=(D_(у РОУ)^(//)∙(h_РОУ^(//)-h_пв ))/((h_РОУ^/-h_пв ) )=89,37∙(2715-437)/(2815-437)=85,61 т/ч
- уточненное количество воды, впрыскиваемой в редуционно-охладительную установку: G_(у РОУ)=(D_(у РОУ)^(//)∙(h_РОУ^/-h_РОУ^(//) ))/((h_РОУ^/-h_пв ) )=89,37∙(2815-2715)/(2815-437)=3,22 т/ч
- уточненная суммарная паропроизводительность котельной: D_н^у=D_m^/+D_(у РОУ)^/+0,01∙k_п∙(D_m^/+D_(у РОУ)^/ )=11+85,61+0,01∙3∙(11+85,61)=99,5 т/ч
Табл. 8.2 Результаты расчета принципиальной тепловой схемы котельной.
Физическая величинаОбозначениеЗначение величин при расчетноммаксимально-зимнем режимеКоэффициент снижения расхода теплоты на отопление и вентиляциюК_(о.в)0,92Расход воды на подогреватели сетевой воды, т/чG587,1Расход пара на подогреватели сетевой воды, т/чD_псв84,32Расход редуцированного пара внешними потребителями, т/чD_РОУ^(//)84,32Количество впрыскиваемой воды, т/чG_РОУ3,55Расход пара на собственные нужды, т/чD_сн^/9,12Расход пара на покрытие потерь в котельной, т/чD_п2,48Суммарный расход пара на собственные нужды, т/чD_сн11,6Суммарная паропроизводительность котельной, т/чD103,37Потери конденсата у внешних потребителей и внутри котельной, т/чG_к^пот5,3Расход химически-очищенной воды, т/чG_хов14,04Расход сырой воды, т/чG_св17,55Количество воды поступающей в расширитель с непрерывной продувкой, т/чG_пр3,1Количество пара, получаемого в расширителе непрерывной продувки, т/чD_расш0,55Количество воды на выходе из расширителя непрерывной продувки, т/чG_расш2,55Температура сырой воды после охладителя непрерывной продувки, 0Сt_св^/12,6Расход пара на подогрев сырой воды, т/чD_св0,13Температура химически очищенной воды после охладителя деаэрированной воды, 0Сt_хов^(//)47,87Расход пара на подогрев химически очищенной воды в подогревателе перед деаэратором, т/чD_хов1,39Суммарное количество воды и пара поступающее в деаэратор, за вычетом греющего пара деаэратора, т/чG_д109,23Средняя температура воды в деаэраторе, 0Сt_д^/87,07Расход греющего пара на деаэратор, т/чD_д3,53Расход редуцированного пара на собственные нужды, т/чD_сн^РОУ5,05Расход свежего пара на собственные нужды, т/чD_сн4,84Действительная паропроизводительность котельной с учетом расхода на собственные нужды и потери тепла в котельной, т/чD_к91,83Невязка с предварительно принятой паропроизводительностью, %∆D12,57Уточненный расход воды на РОУ, т/чG_(у РОУ)3,22Уточненная суммарная паропроизводительность котельной, т/чD_н^у99,5 9. ВЫБОР ОСНОВНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
9.1 Выбор паровых котлов
Паровые котлы выбираются по рассчитанной ранее суммарной паропроизводительности котельной. Принимается шесть паровых котла Е-25-14ГМ. Выбранные котлы покрывают расчетную тепловую нагрузку потребителей, в летний период в работе остается два котла. Характеристики котлов приведены в таблице 9.1.
Табл.9.1. Технические характеристики парового котла Е-25-14ГМ
Абсолютное давление пара, МПаТемпература пара, СЭнтальпия пара, кДж/кгТемпература питательной воды, СНоминальная паропроизводительность, т/ч (кг/с)2,42252820,4310425 (6,94) 9.2 Выбор деаэраторов
Выбор деаэраторов в схемах котельных производится по их производительности:
G_деаэр=G_д+D_д=109,23+3,53=112,76 т/ч
Принимается два деаэратора ДА-100/25. Технические характеристики деаэраторов приведены в таблице 9.2.
Табл.9.2. Технические характеристики деаэратора ДА-100/25
Номинальная производительность, т/ч100Рабочее давление, МПа0,12Температура деаэрированной воды, С104,25Средний нагрев воды в деаэраторе, С10-50Пробное гидравлическое давление, МПа0,3Максимальное давление при работе предохранительного устройства, МПа0,17Площадь поверхности охладителя выпара, м28 9.3 Выбор питательных насосов
Производительность питательных насосов определяется суммарным расходом в деаэраторе составляющим:
V_ПН=G_д=109,23 т/ч=109,23 м^3/ч
Напор, развиваемый питательными насосами, определяется по формуле, МПа:
Р_нас=1,1∙[р_к∙(1+∆р)+р_эк+р_пвд+р_тр^наг+р_тр^св+р_св-р_д ],
где 1,1 - коэффициент запаса;
р_к - избыточное давление в барабане котла, р_к=2,4 МПа;
∆р - запас давления на открытие предохранительных клапанов, принимается равным 5 % номинального давления в барабане котла, ∆р=2,4∙0,05=0,12 МПа;
〖 р〗_эк - сопротивление водяного экономайзера, при отсутствии данных принимается равным 0,2 МПа;
р_пвд - сопротивление регенеративных подогревателей высокого давления, при отсутствии данных принимается равным 0,08 МПа;
р_тр^наг - сопротивление питательных трубопроводов от насоса до котла с учетом сопротивления автоматических регуляторов питания котла, при отсутствии данных принимается равным 0,2 МПа;
р_тр^св - сопротивление всасывающих трубопроводов, при отсутствии данных принимается равным 0,1 МПа;
р_св - давление, создаваемое столбом вод, равным по высоте расстоянию между осью барабана котла и осью деаэратора, р_св=0,15 МПа;
р_д - давление в деаэраторе, р_д=0,12 МПа.
Р_нас=1,1∙[р_к∙(1+∆р)+р_эк+р_пвд+р_тр^наг+р_тр^св+р_св-р_д ]==1,1∙[2,4∙(1+0,12)+0,2+0,08+0,2+0,1+0,15-0,12]=3,63 МПа
По полученным результатам выбирается два питательных насоса типа ПЭ-150-53, из которых один резервный.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В результате расчета курсовой работы приходилось обращаться к справочной литературе и принимать инженерные решения. Ниже приведены самые основные:
Получены величины полной тепловой нагрузки котельной. Построен график Россандера.
Найдено годовое потребление теплоты: Qгод= 1093200 ГДж/год и определён годовой запас условного топлива.
Произведён расчёт регулирования отпуска теплоты из котельной, результатом которого стало построение температурного графика регулирования.
Определены расходы воды в любой момент отопительного периода.
Произведён гидравлический расчёт сети, в ходе которого были приняты к прокладке стальные трубопроводы и сальниковые компенсаторы. Определены диаметры трубопроводов.
Построен пьезометрический график и сеть проверена на работоспособность в статическом и гидравлическом режимах. Попутно выбраны сетевые (2 шт. СЭ-1250-140-11), подпиточные (2 шт. КМ 90/85) насосы.
Рассчитана тепловая схема котельной в максимально зимнем режиме и по результатам расчёта:
выбрано 6 котлов Е-25-14ГМ;
выбраны два деаэратора ДА-100/25;
выбраны два питательных насоса ПЭ-150-53.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
СНиП 41-02-2003. Тепловые сети. - М.: ЦИПТ Госстроя, 2003.
СП 41-101-95. Проектирование тепловых пунктов / Госстрой России. - М.: ГУП ЦПП, 1996.
Соколов, Е.Я. Теплофикация и тепловые сети: учеб. для вузов / Е.Я. Соколов - 7-е изд., стереот. - М.: Издательство МЭИ, 2001.  472 с.: ил.
Васильев С.В., Арсенов В.Г. Энергоснабжение: учеб.- метод. пособие/ ГОУВПО "Ивановский государственный энергетический университет имени В.И. Ленина".  Иваново, 2008.  112 с.
СНиП 41-01-2003. Отопление, вентиляция и кондиционирование / Госстрой России. - М.: ГП ЦПП, 2004.
СНиП 23-01- 99*. Строительная климатология / Госстрой России. - М.: ГУП ЦПП, 2003
СНиП 2.04.01- 85*. Внутренний водопровод и канализация зданий / Госстрой России. - М.: ЦИПТ, 1996.
ГОСТ ССБТ 12.1.005- 88. Общие санитарно-гигиенические требования к воздуху рабочей зоны/ - М.: ИПК Изд-во стандартов, 1989.
ГОСТ МГС 30494. Здания жилые и общественные. Параметры микроклимата в помещениях.- М.: Госстрой России, 1999.
2
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
1 949
Размер файла
1 337 Кб
Теги
котельной, теплоснабжение, город, курсовая
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа