Энергетические аспекты утилизации промышленных и бытовых отходов

Количество получаемого биогаза, м3

Содержание СО2 в долях в конечном газе

Расходуемая эл. энергия на

насос

0,80

151

0,56

0,20

36,9

0,81

153

0,55

0,19

37,3

0,82

155

0,55

0,18

37,8

0,83

157

0,54

0,17

38,3

0,84

158

0,54

0,16

38,7

0,85

160

0,53

0,15

39,2

0,86

162

0,53

0,15

39,7

0,87

164

0,52

0,14

40,1

0,88

166

0,51

0,13

40,6

0,89

168

0,51

0,12

41,0

0,90

170

0,50

0,11

41,5

0,91

172

0,50

0,10

42,0

0,92

174

0,49

0,9

42,4

0,93

175

0,49

0,8

42,9

0,94

177

0,48

0,7

43,3

0,95

179

0,48

0,6

43,8

ПРИ ДАВЛЕНИИ ПОСЛЕ НАСОСА 2,3 МПА:

Доля извлечения СО2	Количество необходимой воды, м3	Количество получаемого биогаза, м3	Содержание СО2 в долях в конечном газе	Расходуемая эл. энергия на насос
0,80	145	0,56	0,20	37,1
0,81	147	0,55	0,19	37,5
0,82	149	0,55	0,18	38,0
0,83	150	0,54	0,17	38,5
0,84	152	0,54	0,16	38,9
0,85	154	0,53	0,15	39,4
0,86	156	0,53	0,15	39,9
0,87	158	0,52	0,14	40,3
0,88	159	0,51	0,13	40,8
0,89	161	0,51	0,12	41,2
0,90	163	0,50	0,11	41,7
0,91	165	0,50	0,10	42,2
0,92	167	0,49	0,9	42,6
0,93	168	0,49	0,8	43,1
0,94	170	0,48	0,7	43,6
0,95	172	0,48	0,6	44,0

ПРИ ДАВЛЕНИИ ПОСЛЕ НАСОСА 2,4 МПА:

Доля извлечения СО2	Количество необходимой воды, м3	Количество получаемого биогаза, м3	Содержание СО2 в долях в конечном газе	Расходуемая эл. энергия на насос
0,80	139	0,56	0,20	37,3
0,81	141	0,55	0,19	37,7
0,82	143	0,55	0,18	38,2
0,83	145	0,54	0,17	38,7
0,84	146	0,54	0,16	39,1
0,85	148	0,53	0,15	39,6
0,86	150	0,53	0,15	40,1
0,87	152	0,52	0,14	40,5
0,88	153	0,51	0,13	41,0
0,89	155	0,51	0,12	41,4
0,90	157	0,50	0,11	41,9
0,91	159	0,50	0,10	42,4
0,92	160	0,49	0,9	42,8
0,93	162	0,49	0,8	43,3
0,94	164	0,48	0,7	43,8
0,95	166	0,48	0,6	44,2

ПРИ ДАВЛЕНИИ ПОСЛЕ НАСОСА 2,5 МПА:

Доля извлечения СО2	Количество необходимой воды, м3	Количество получаемого биогаза, м3	Содержание СО2 в долях в конечном газе	Расходуемая эл. энергия на насос
0,80	134	0,56	0,20	37,4
0,81	136	0,55	0,19	37,9
0,82	138	0,55	0,18	38,4
0,83	139	0,54	0,17	38,8
0,84	141	0,54	0,16	39,3
0,85	143	0,53	0,15	39,8
0,86	145	0,53	0,15	40,2
0,87	146	0,52	0,14	40,7
0,88	148	0,51	0,13	41,2
0,89	150	0,51	0,12	41,6
0,90	151	0,50	0,11	42,1
0,91	153	0,50	0,10	42,6
0,92	155	0,49	0,9	43,1
0,93	156	0,49	0,8	43,5
0,94	158	0,48	0,7	44,0
0,95	160	0,48	0,6	44,5

ПРИ ДАВЛЕНИИ ПОСЛЕ НАСОСА 2,6 МПА:

Доля извлечения СО2	Количество необходимой воды, м3	Количество получаемого биогаза, м3	Содержание СО2 в долях в конечном газе	Расходуемая эл. энергия на насос
0,80	130	0,56	0,20	37,6
0,81	131	0,55	0,19	38,1
0,82	133	0,55	0,18	38,6
0,83	135	0,54	0,17	39,0
0,84	136	0,54	0,16	39,5
0,85	138	0,53	0,15	40,0
0,86	140	0,53	0,15	40,4
0,87	141	0,52	0,14	40,9
0,88	143	0,51	0,13	41,4
0,89	144	0,51	0,12	41,8
0,90	146	0,50	0,11	42,3
0,91	148	0,50	0,10	42,8
0,92	149	0,49	0,9	43,3
0,93	151	0,49	0,8	43,7
0,94	153	0,48	0,7	44,2
0,95	154	0,48	0,6	44,7

ПРИ ДАВЛЕНИИ ПОСЛЕ НАСОСА 2,7 МПА:

Доля извлечения СО2	Количество необходимой воды, м3	Количество получаемого биогаза, м3	Содержание СО2 в долях в конечном газе	Расходуемая эл. энергия на насос
0,80	126	0,56	0,20	37,8
0,81	127	0,55	0,19	38,3
0,82	129	0,55	0,18	38,7
0,83	130	0,54	0,17	39,2
0,84	132	0,54	0,16	39,7
0,85	133	0,53	0,15	40,2
0,86	135	0,53	0,15	40,6
0,87	137	0,52	0,14	41,1
0,88	138	0,51	0,13	41,6
0,89	140	0,51	0,12	42,0
0,90	141	0,50	0,11	42,5
0,91	143	0,50	0,10	43,0
0,92	144	0,49	0,9	43,5
0,93	146	0,49	0,8	43,9
0,94	147	0,48	0,7	44,4
0,95	149	0,48	0,6	44,9

ПРИ ДАВЛЕНИИ ПОСЛЕ НАСОСА 2,8 МПА:

Доля извлечения СО2	Количество необходимой воды, м3	Количество получаемого биогаза, м3	Содержание СО2 в долях в конечном газе	Расходуемая эл. энергия на насос
0,80	122	0,56	0,20	38,0
0,81	123	0,55	0,19	38,4
0,82	125	0,55	0,18	38,9
0,83	126	0,54	0,17	39,4
0,84	128	0,54	0,16	39,9
0,85	129	0,53	0,15	40,3
0,86	131	0,53	0,15	40,8
0,87	132	0,52	0,14	41,3
0,88	134	0,51	0,13	41,8
0,89	135	0,51	0,12	42,2
0,90	137	0,50	0,11	42,7
0,91	138	0,50	0,10	43,2
0,92	140	0,49	0,9	43,7
0,93	141	0,49	0,8	44,1
0,94	143	0,48	0,7	44,6
0,95	144	0,48	0,6	45,1

ПРИ ДАВЛЕНИИ ПОСЛЕ НАСОСА 2,9 МПА:

Доля извлечения СО2	Количество необходимой воды, м3	Количество получаемого биогаза, м3	Содержание СО2 в долях в конечном газе	Расходуемая эл. энергия на насос
0,80	118	0,56	0,20	38,1
0,81	119	0,55	0,19	38,6
0,82	121	0,55	0,18	39,1
0,83	122	0,54	0,17	39,6
0,84	124	0,54	0,16	40,1
0,85	125	0,53	0,15	40,5
0,86	127	0,53	0,15	41,0
0,87	128	0,52	0,14	41,5
0,88	130	0,51	0,13	42,0
0,89	131	0,51	0,12	42,4
0,90	133	0,50	0,11	42,9
0,91	134	0,50	0,10	43,4
0,92	136	0,49	0,9	43,9
0,93	137	0,49	0,8	44,3
0,94	138	0,48	0,7	44,8
0,95	140	0,48	0,6	45,3

ПРИ ДАВЛЕНИИ ПОСЛЕ НАСОСА 3,0 МПА:

Доля извлечения СО2	Количество необходимой воды, м3	Количество получаемого биогаза, м3	Содержание СО2 в долях в конечном газе	Расходуемая эл. энергия на насос
0,80	114	0,56	0,20	38,3
0,81	116	0,55	0,19	38,8
0,82	117	0,55	0,18	39,3
0,83	119	0,54	0,17	39,8
0,84	120	0,54	0,16	40,2
0,85	122	0,53	0,15	40,7
0,86	123	0,53	0,15	41,2
0,87	124	0,52	0,14	41,7
0,88	126	0,51	0,13	42,2
0,89	127	0,51	0,12	42,6
0,90	129	0,50	0,11	43,1
0,91	130	0,50	0,10	43,6
0,92	132	0,49	0,9	44,1
0,93	133	0,49	0,8	44,5
0,94	134	0,48	0,7	45,0
0,95	136	0,48	0,6	45,5

Исходя из расчётов данной программы можно подобрать наиболее оптимальное давление и степень очистки биогаза, если учесть ряд экономических факторов, таких как: стоимость воды, стоимость электроэнергии, стоимость исходного и получаемого газа, а также себестоимость установки и многое другое.

Несложно заметить тенденции к изменению расхода воды и электроэнергии. При увеличении степени очистки расход воды и электроэнергии увеличивается, а при увеличении давления расход воды падает, а расход электроэнергии растёт. Причём с увеличением давления расход воды меняется довольно значительно.

Область применения рассмотренной схемы обогащения биогаза может быть довольно обширна, так данная схема сравнительно недорога и проста в эксплуатации. В схеме также можно использовать СО2 (например, в тепличном хозяйстве). Тогда мы решим ещё и проблему выброса СО2, от которого зависит глобальное потепление на планете.

6. Выбор, тепловой и аэродинамический расчет отдельных элементов технологической схемы

6.1. Выбор и расчет водо-водяного теплообменного аппарата

Данный теплообменный аппарат служит для охлаждения сетевой водой охлаждающей жидкости (воды), циркулирующей в замкнутой системе охлаждения двигателя. Расчет состоит в совместном решении уравнений тепловых балансов, определяющих теплопроизводительность аппарата, и уравнений теплопередачи. Для составления теплового баланса теплообменника, представим его схематично на рис.6.1.1.

Рис.6.1.1. Схема водо-водяного теплообменника.

Для аппаратов, работающих без изменения агрегатного (фазового) состояния теплоносителей, уравнение теплового баланса имеет вид:

, (6.1.1)

где Q - тепловая производительность, Вт;

G₁ и G₂ - расходы теплоносителей, не изменяющих агрегатного состояния, кг/с;

c₁ и c₂ - средние изобарные теплоемкости теплоносителей при средней температуре теплоносителей в теплообменнике, кДж/(кг^oC);

t₁, t₁, t₂, t₂ - начальные и конечные температуры теплоносителей, ^oC;

_п - коэффициент учитывающий потери тепла аппаратом в окружающую среду.

В нашем случае уравнение теплового баланса будет иметь следующий вид:

. (6.1.2)

Для выбранного дизельного двигателя известны следующие параметры:

а). расход охлаждающей жидкости (воды) G₇, кг/с (м³/ч): 8,9 (33);

б). температура охлаждающей жидкости (воды) на входе в теплообменник t₇, ^оС: 90 ^оС;

в) температура охлаждающей жидкости (воды) на выходе из теплообменника t₈,^oC: 85^оС.

Из ранее приведенных расчетов известна температуры сетевой воды на входе и на выходе из теплообменника, которые равны соответственно 40 ^оС и 70 ^оС.

Тогда из уравнения теплового баланса определим расход сетевой воды, проходящей через водо-водяной теплообменник:

кг/с.

Для выбора оптимального типа теплообменного аппарата, проведем тепловой расчет двух типов теплообменных аппаратов параллельно. Первым типом теплообменника является обыкновенный кожухотрубный теплообменник со стальными трубками с диаметром 14/16 мм [4]. В качестве второго варианта выбран матричный теплообменник, с трубками прямоугольного сечения размером 28 мм и межтрубном пространством 4380мм, толщина стенки трубки 1мм [4]. В дальнейшем рассчитанные величины по первому варианту будут обозначаться (I), а по второму - (II).

В трубках протекает более нагретый теплоноситель, т.е. охлаждающая вода, а в межтрубном пространстве - сетевая вода.

Найдем коэффициент теплоотдачи от нагретой жидкости к стенке.

Определим определяющий размер, который используется для вычисления чисел подобия. Для круглых трубок определяющий размер равен диаметру (внутреннему) трубки d_опр=d_внутр. Для трубок прямоугольного сечения определяющий размер определяется по формуле:

м, (6.1.3)

где f - поперечное живое сечение трубы, м;

p - смоченный периметр поперечного сечения, м.

Зададимся скоростями теплоносителей в теплообменнике:

- скорость охлаждающей воды w_во = 1,2 м/c;

- скорость сетевой воды w_вс = 1,0 м/с.

Определим критерий Рейнольдса:

, (6.1.4)

где w - скорость теплоносителя, м/с;

d - определяющий размер, м;

- коэффициент кинематической вязкости при средней температуре теплоносителя в теплообменнике, м²/с;

,

.

Как видно из расчетов и при первом, и при втором варианте режим течения охлаждающей жидкости в трубках турбулентный.

Определим критерии Прандтля, взятых при температуре потока t_ж=87,5^oC и температуре стенки, которую примем равной t_с=70 ^oC, с помощью таблиц [4]:

Pr(I)_ж = Pr(II)_ж = 2,04;

Pr(I)_с = Pr(II)_с = 2,68.

Для развитого турбулентного режима течения потока жидкости в каналах используем следующее критериальное уравнение [5]:

, (6.1.5)

где Re - критерий Рейнольдса, взятый при температуре потока;

Pr_ж - критерий Прандтля, взятый при температуре потока;

Pr_с - критерий Прандтля, взятый при температуре стенки;

;

.

Зная критерий Нуссельта, определим коэффициенты теплоотдачи от потока жидкости в трубках к стенке:

, (6.1.6)

где _ж - коэффициент теплопроводности, взятый при температуре потока, Вт/(м^оС);

d_опр - определяющий размер, м;

Вт/(м^2оС),

Вт/(м^2оС).

Определим теперь коэффициент теплоотдачи от стенки к потоку жидкости в межтрубном пространстве.

Определяющий размер для трубок при обтекании их потоком жидкости равен внешнему диаметру трубки d_опр=d_внешн. Для канала воспользуемся формулой (6.1.3):

м.

Определим критерии Рейнольдса по формуле (6.1.4):

,

.

Определим критерии Прандтля, взятых при температуре потока t_ж=55^oC и температуре стенки, которую примем равной t_с=70 ^oC, с помощью таблиц [4]:

Pr(I)_ж = Pr(II)_ж = 3,28;

Pr(I)_с = Pr(II)_с = 2,68.

Для первого варианта теплообменника при поперечном обтекании шахматного пучка труб для расчета конвективной теплоотдачи воспользуемся следующей формулой [5]:

, (6.1.7)

тогда коэффициент теплоотдачи равен

Вт/(м^2оС).

Для второго варианта теплообменника воспользуемся критериальным уравнением для движения жидкости в каналах по формуле (6.1.5):

,

тогда коэффициент теплоотдачи равен

Вт/(м^2оС).

Определим коэффициент теплопередачи через стенку по формуле:

, (6.1.8)

где ₁ и ₂ - коэффициенты теплоотдачи с внутренней и внешней стороны стенки, Вт/(м^2оС);

- толщина стенки, м;

- коэффициент теплопроводности материала трубки, Вт/(м^оС), = 45 Вт/(м^оС) для стали [4];

Вт/(м^2оС);

Вт/(м^2оС).

С учетом загрязнения с обеих сторон стенки коэффициенты теплопередачи равны:

Вт/(м^2оС), (6.1.9)

Вт/(м^2оС).

Как видно из расчета значения коэффициентов теплопередачи отличаются очень незначительно и их оба можно принять равными 3000 Вт/(м^2оС).

Определим площадь теплообмена используя уравнение теплопередачи:

, (6.1.10)

где F - площадь теплообмена, м²;

Q - тепловая производительность, кВт;

t - средняя разность температур между теплоносителями, ^оС.

Определим тепловую производительность теплообменника из уравнения баланса (6.1.2):

кВт.

Среднюю разность температур между теплоносителями определим как среднелогарифмический напор по формуле:

^оС, (6.1.11)

где t_б - большая разность температур, ^оС;

t_м - меньшая разность температур, ^оС.

Тогда площадь теплообмена будет равна:

м².

Определим количество трубок необходимых для заданного расхода охлаждающей воды:

, (6.1.12)

где G - расход теплоносителя в трубках, кг/с;

d_вн - внутренний диаметр трубки, м;

w - скорость теплоносителя в трубках, м/с;

- плотность теплоносителя, кг/м³;

трубок;

трубок.

Зная площадь теплообмена и количество трубок, определим длину трубок по формуле:

, (6.1.13)

где F - площадь теплообмена, м²;

d_нар - наружный диаметр трубки, м;

n - число трубок;

м,

м.

Как показал вышеприведенный расчет при почти одинаковом коэффициенте теплопередачи, второй тип теплообменника является менее металлоемким и более компактным, что является главным критерием выбора в этом случае. К установке принимаем водо-водяной теплообменник пластинчатого типа с площадью теплообмена 2,2 м² и количеством трубок равным 480.

Проведем гидромеханический расчет теплообменного аппарата.

Основной задачей гидромеханического расчета теплообменных аппаратов является определение потери давления теплоносителя при прохождении его через аппарат. Так как теплообмен и гидравлическое сопротивление неизбежно связаны со скоростью движения теплоносителей, то последняя должна выбираться в некоторых оптимальных пределах, определяемых, с одной стороны, стоимостью поверхности теплообмена аппарата данной конструкции, а с другой - стоимостью затраченной энергии при эксплуатации аппарата.

Гидравлическое сопротивление в теплообменных аппаратах определяется условиями движения теплоносителей и особенностями конструкции аппарата. В зависимости от природы возникновения движения гидравлическое сопротивление движению теплоносителей различают как сопротивления трения, которые обусловлены вязкостью жидкости, и местные сопротивления. Последние обусловливаются различными местными препятствиями движению потока.

Таким образом, полный перепад давления, необходимый при движении жидкости через теплообменник, определяется формулой:

, (6.1.14)

где - сумма сопротивления трения на всех участках поверхности теплообмена, Па;

- сумма потерь давления в местных сопротивлениях, Па.

Потери давления на преодоление сил терния несжимаемой жидкости в каналах на участке безотрывного движения рассчитываются по формуле [5]:

, (6.1.15)

где l - полная длина канала, м;

d - определяющий размер, м;

и w - средняя плотность жидкости в канале, кг/м³, и средняя скорость, м/с;

- коэффициент сопротивления трения.

Коэффициент сопротивления трения определяется по формуле [5]:

. (6.1.16)

Тогда потери давления на трение равны:

Па.

Местные сопротивления определяются по формуле [5]:

, (6.1.17)

где - коэффициент местного сопротивления, зависит от характера препятствия, которым вызываются указанные сопротивления.

Для отдельных элементов данного теплообменника имеем следующие коэффициенты местного сопротивления [4]:

- входная камера - 1,5;

- выходная камера - 1,5;

- вход в трубки - 0,6;

- выход из трубки - 0,6.

Тогда суммарный коэффициент местного сопротивления равен:

= 1,5 + 1,5 + 0,6 + 0,6 = 4,2.

Тогда потери давления на местных сопротивлениях равны:

Па.

Суммарные потери давления в теплообменнике теплоносителя, движущегося в трубках равны:

Па.

Определим потери давления теплоносителя находящегося в межтрубном пространстве. Найдем потери давления на трение по формуле (6.1.16):

,

Па.

Определим потери давления в местных сопротивлениях:

,

Па.

Определим суммарные потери давления теплоносителя, находящегося в межтрубном пространстве:

Па.

Таким образом потери давления в водо-водяном теплообменнике следующие:

- по теплоносителю, находящегося в трубках - 4,9 кПа;

- по теплоносителю, находящегося в межтрубном пространстве - 2,5 кПа.

6.2. Выбор и расчет водо-масляного теплообменного аппарата

Данный теплообменный аппарат служит для охлаждения сетевой водой масла, циркулирующей в замкнутой системе для смазки элементов и деталей дизельного двигателя. Расчет состоит в совместном решении уравнений тепловых балансов, определяющих теплопроизводительность аппарата, и уравнений теплопередачи.

В нашем случае уравнение теплового баланса будет иметь следующий вид:

. (6.2.1)

Для выбранного дизельного двигателя известны следующие параметры:

а). расход масла G₁₀, кг/с (м³/ч): 1,1 (4,6);

б). температура масла на входе в теплообменник t₁₀, ^оС: 90 ^оС;

в) температура масла на выходе из теплообменника t₁₁, ^oC: 85 ^оС.

Из ранее приведенных расчетов известна температуры сетевой воды на входе и на выходе из теплообменника, которые равны соответственно 40 ^оС и 70 ^оС.

Тогда из уравнения теплового баланса (6.2.1) определим расход сетевой воды, проходящей через водо-водяной теплообменник:

кг/с.

Как и для водо-водяного теплообменного аппарата, для выбора оптимального типа теплообменного аппарата, проведем тепловой расчет двух типов теплообменных аппаратов параллельно. Первым типом теплообменника является обыкновенный кожухотрубный теплообменник со стальными трубками с диаметром 14/16 мм [4]. В качестве второго варианта выбран матричный теплообменник, с трубками прямоугольного сечения размером 28 мм и межтрубном пространством 4380мм, толщина стенки трубки 1мм [4]. В дальнейшем рассчитанные величины по первому варианту будут обозначаться (I), а по второму - (II).

В трубках протекает более нагретый теплоноситель, т.е. масло, а в межтрубном пространстве - сетевая вода.

Найдем коэффициент теплоотдачи от нагретой жидкости к стенке.

Определим определяющий размер, который используется для вычисления чисел подобия. Для круглых трубок определяющий размер равен диаметру (внутреннему) трубки d_опр=d_внутр. Для трубок прямоугольного сечения определяющий размер определяется по формуле (6.2.1):

м,

где f - поперечное живое сечение трубы, м;

p - смоченный периметр поперечного сечения, м.

Зададимся скоростями теплоносителей в теплообменнике:

- скорость масла w_м = 0,7 м/c;

- скорость сетевой воды w_вс = 1,0 м/с.

Определим критерий Рейнольдса:

, (6.2.2)

где w - скорость теплоносителя, м/с;

d - определяющий размер, м;

- коэффициент кинематической вязкости при средней температуре теплоносителя в теплообменнике, м²/с;

,

.

Как видно из расчетов и при первом, и при втором варианте режим течения масла в трубках ламинарный.

Определим коэффициенты динамической вязкости, взятых при температуре потока на входе в теплообменный аппарат t₁=90 ^oC и температуре стенки, которую примем равной t_с=70 ^oC, с помощью таблиц [4]:

(I)_ж = (II)_ж = 24,210^-4 Пас;

(I)_с = (II)_с = 51,210^-4 Пас.

Определим критерий Прандтля, взятых при средней температуре потока 87,5 ^oC [4]:

Pr = 465,5.

Ламинарный режим течения подразделяется на два возможных режима: вязкостный и вязкостно-гравитационный. Для определения к какому из этих режимов относится режим течения масла в трубках теплообменника определим произведение критериев Грасгофа и Прандтля [5]:

, (6.2.3)

где g - ускорение свободного падения, м/с²;

d - определяющий размер, м;

t = t_ж - t_с, где, тогда

^оС,

t = 87,5 - 70 = 17,5 ^оС;

_г, _г, a_г - соответственно температурный коэффициент объемного расширения, 1/^оС, коэффициент кинематической вязкости, м²/с, и коэффициент температуропроводности, м²/с, при температуре ^оС;

,

.

Определим для обоих вариантов следующие произведение , где d - определяющий размер, м, l - длина трубки (принимаем 0,5 м), м, Ре = RePr - критерий Пекле:

,

.

Так как и в первом и во втором случае соблюдается следующие условия GrPr 710⁵ и то режим течения вязкостный.

Для ламинарного вязкостного режима течения потока жидкости в каналах используем следующее критериальное уравнение [5]:

, (6.2.4)

где _c - коэффициент динамической вязкости, взятый при температуре стенки, (кгс)/м²;

₁ - коэффициент динамической вязкости, взятый при температуре жидкости на входе в теплообменник (90 ^оС), (кгс)/м²;

;

.

Зная критерий Нуссельта, определим коэффициенты теплоотдачи от потока жидкости в трубках к стенке:

, (6.2.5)

где _с - коэффициент теплопроводности, взятый при температуре стенки, Вт/(м^оС);

d_опр - определяющий размер, м;

Вт/(м^2оС),

Вт/(м^2оС).

Определим теперь коэффициент теплоотдачи от стенки к потоку жидкости в межтрубном пространстве.

Определяющий размер для трубок при обтекании их потоком жидкости равен внешнему диаметру трубки d_опр=d_внешн. Для канала воспользуемся вышеприведенной формулой (6.1.3):

м.

Определим критерии Рейнольдса:

,

.

Определим критерии Прандтля, взятых при температуре потока t_ж=55^oC и температуре стенки, которую примем равной t_с=70 ^oC, с помощью таблиц [4]:

Pr(I)_ж = Pr(II)_ж = 3,28;

Pr(I)_с = Pr(II)_с = 2,68.

Для первого варианта теплообменника при поперечном обтекании шахматного пучка труб для расчета конвективной теплоотдачи воспользуемся формулой (6.1.7):

,

тогда коэффициент теплоотдачи равен

Вт/(м^2оС).

Для второго варианта теплообменника воспользуемся критериальным уравнением для движения жидкости в каналах (6.1.5):

,

тогда коэффициент теплоотдачи равен

Вт/(м^2оС).

Определим коэффициент теплопередачи через стенку по формуле (6.1.8):

,

где ₁ и ₂ - коэффициенты теплоотдачи с внутренней и внешней стороны стенки, Вт/(м^2оС);

- толщина стенки, м;

- коэффициент теплопроводности материала трубки, Вт/(м^оС), = 45 Вт/(м^оС) для стали [4];

Вт/(м^2оС);

Вт/(м^2оС).

С учетом загрязнения с обеих сторон стенки коэффициенты теплопередачи равны:

Вт/(м^2оС),

Вт/(м^2оС).

Определим площадь теплообмена используя уравнение теплопередачи (6.1.10):

,

где F - площадь теплообмена, м²;

Q - тепловая производительность, кВт;

t - средняя разность температур между теплоносителями, ^оС.

Определим тепловую производительность теплообменника:

кВт,

Среднюю разность температур между теплоносителями определим как среднелогарифмический напор по формуле (6.1.11):

^оС,

где t_б - большая разность температур, ^оС;

t_м - меньшая разность температур, ^оС.

Тогда площадь теплообмена будет равна:

м²,

м².

Определим количество трубок необходимых для заданного расхода охлаждающей воды по формуле (6.1.12):

,

где G - расход теплоносителя в трубках, кг/с;

d_вн - внутренний диаметр трубки, м;

w - скорость теплоносителя в трубках, м/с;

- плотность теплоносителя, кг/м³;

трубок;

трубок.

Зная площадь теплообмена и количество трубок, определим длину трубок по формуле (6.1.13):

,

где F - площадь теплообмена, м²;

d_нар - наружный диаметр трубки, м;

n - число трубок;

м,

м.

Как видно из расчета значения коэффициентов теплопередачи значительно больше у конструкции теплообменника второго варианта. Вторая конструкция является менее металлоемкой и более компактной в отличии от первого варианта.

К установке принимаем водо-водяной теплообменник пластинчатого типа с площадью теплообмена 1,3 м² и количеством трубок равным 115. Целесообразно для большей компактности использовать два хода по теплоносителю в трубках, т.е. по маслу. Тогда длина трубок уменьшится в два раза.

Проведем гидромеханический расчет теплообменного аппарата.

Основной задачей гидромеханического расчета теплообменных аппаратов является определение потери давления теплоносителя при прохождении его через аппарат. Так как теплообмен и гидравлическое сопротивление неизбежно связаны со скоростью движения теплоносителей, то последняя должна выбираться в некоторых оптимальных пределах, определяемых, с одной стороны, стоимостью поверхности теплообмена аппарата данной конструкции, а с другой - стоимостью затраченной энергии при эксплуатации аппарата.

Гидравлическое сопротивление в теплообменных аппаратах определяется условиями движения теплоносителей и особенностями конструкции аппарата. В зависимости от природы возникновения движения гидравлическое сопротивление движению теплоносителей различают как сопротивления трения, которые обусловлены вязкостью жидкости, и местные сопротивления. Последние обусловливаются различными местными препятствиями движению потока.

Таким образом, полный перепад давления, необходимый при движении жидкости через теплообменник, определяется формулой:

, (6.2.6)

где - сумма сопротивления трения на всех участках поверхности теплообмена, Па;

- сумма потерь давления в местных сопротивлениях, Па.

Потери давления на преодоление сил терния несжимаемой жидкости в каналах на участке безотрывного движения рассчитываются по формуле [5]:

, (6.2.7)

где l - полная длина канала, м;

d - определяющий размер, м;

и w - средняя плотность жидкости в канале, кг/м³, и средняя скорость, м/с;

- коэффициент сопротивления трения.

Коэффициент сопротивления трения определяется по формуле (6.1.16):

.

Тогда потери давления на трение равны:

Па.

Местные сопротивления определяются по формуле [5]:

, (6.2.8)

где - коэффициент местного сопротивления, зависит от характера препятствия, которым вызываются указанные сопротивления.

Для отдельных элементов данного теплообменника имеем следующие коэффициенты местного сопротивления [4]:

- входная камера - 1,5;

- выходная камера - 1,5;

- поворот на 180^о из одной секции в другую через промежуточную камеру - 2,5;

- вход в трубки - 0,6;

- выход из трубки - 0,6.

Тогда суммарный коэффициент местного сопротивления равен:

= 1,5 + 1,5 + 2,5 + 2(0,6 + 0,6) = 7,9.

Тогда потери давления на местных сопротивлениях равны:

Па.

Суммарные потери давления в теплообменнике теплоносителя, движущегося в трубках равны:

Па.

Определим потери давления теплоносителя находящегося в межтрубном пространстве. Найдем потери давления на трение по формуле (6.1.16):

,

Па.

Определим потери давления в местных сопротивлениях:

,

Па.

Определим суммарные потери давления теплоносителя, находящегося в межтрубном пространстве:

Па.

Таким образом потери давления в водо-масляном теплообменнике следующие:

- по теплоносителю, находящегося в трубках - 20,0 кПа;

- по теплоносителю, находящегося в межтрубном пространстве - 2,5 кПа.

6.3. Расчет горения топлива

В качестве основного топлива, как уже упоминалось, выбран обогащённый биогаз из твёрдых бытовых отходов. Приведем основные характеристики данного топлива [6]:

а). состав газа, % по объему:

CH₄ - 93,75;

CO₂ - 4,75;

N₂ - 1;

Н₂ - 0,5;

б). низшая теплота сгорания

МДж/м³;

в). плотность ;

Рассчитаем количество воздуха и продуктов сгорания при сжигании газообразного топлива по следующим формулам [7]:

а). теоретическое количество воздуха:

V⁰ = 0,0476 [ 0,5CO + 0,5H₂ + 2CH₄ + 1,5H₂S + ( m + n/4)C_mH_n - O₂] =

= 0,0476 [ 0,5*0,5+293,75 ] = 8,94 м³/м³; (6.3.1)

б). теоретический объем азота:

V⁰(N₂) = 0,79V⁰ + N₂/100 = 0,798,94 + 1/100 = 7,07 м³/м³; (6.3.2)

в). объем сухих трехатомных газов:

V(RO₂) = 0,01 [ CO₂ + CO + H₂S + CH₄ + mC_mH_n ] =

= 0,01 [ 4,75 + 93,75] = 0,99 м³/м³; (6.3.3)

г). теоретический объем водяных паров:

V⁰(H₂O) = 0,01 [ H₂S + H₂ +2CH₄ + 0,124d_г.т +(n/2)C_mH_n ] + 0,0161V⁰ =

= 0,01 [ 0,5 + 293,75 + 0,12419,4 ] + 0,01618,94 = 2,05 м³/м³, (6.3.4)

где d_г.т - влажность газообразного топлива, принимаемая равной при температуре газа 20 ^oC d_г.т = 19,4 г/м³.

Сжигание топлива в дизельном двигателе происходит при значении коэффициента избытка воздуха равному 1,8. Тогда объемы газов при = 1,8 определим по следующим формулам [7]:

а). объем водяных паров:

V(H₂O) = V⁰(H₂O) + 0,0161( - 1)V⁰ =

= 2,05 +0,0161(1,8 - 1)8,94 = 2,17 м³/м³; (6.3.5)

б). объем дымовых газов:

V_г = V(RO₂) + V⁰(N₂) + V(H₂O) + ( - 1)V⁰ =

= 0,99 + 7,07 + 2,17 + (1,8 - 1)8,94 = 17,38 м³/м³. (6.3.6)

Для определения теплоемкости дымовых газов необходимо знать процентное содержание (по объему) каждого газа в смеси:

,

,

,

.

Согласно техническим требованиям, расход топлива (природного газа) для двигателя составляет [1]: G₂ = 70 кг/ч = 0,019 кг/с, или

G₂ = 95 м³/ч = 0,026 м³/с.

Определим объем воздуха, подаваемого в двигатель:

V_в = V⁰G_2в = 1,88,940,0261,21 = 0,506 м³/с, (6.3.7)

где - коэффициент избытка воздуха;

V⁰ - теоретическое количество воздуха, м³/м³;

G₂ - расход топлива, м³/с;

- плотность воздуха при температуре 20 ^oC, кг/м³.

Определим энтальпию топлива:

МДж/кг, (6.3.8)

где с_т - теплоемкость топлива, кДж/кг;

t_т - температура топлива, ^oC;

(так как с_тt_т, то вторым слагаемым можно пренебречь).

Определим энтальпию воздуха:

кДж/кг, (6.3.9)

где с_в - теплоемкость воздуха, кДж/(кг^oC);

t_в - температура воздуха, ^oC.

7. Схема КИП и автоматики

Работа современного теплотехнологического оборудования и его комплексов не представляется без эффективно действующего контроля и управления теплотехнологическими процессами.

В данном разделе описывается схема контрольно-измерительных приборов и автоматики основного контура мини-ТЭЦ, который включает в себя топливоподающую систему биогаза, водо-водяной, водо-масляной и газо-водяной теплообменники, а также соединяющие их трубопроводы.

1. Блок регулирования расхода сетевой обратной воды, проходящей через водо-водяной теплообменник системы охлаждения двигателя. Импульс отбирается с помощью измерительной диафрагмы FE на трубопроводе охлаждающей воды, направляющейся в теплообменник, и механический импульс с помощью трубок поступает к бесшкальным дифманометрам FT. С помощью этого элемента схемы механический импульс преобразуется в электрический и по электрическому кабелю передается к вторичным приборам FR (самопишущие расходомеры), а затем к регулятору расхода FC. К последнему поступает сигнал от задатчика предела регулирования FH. От регулятора электрический сигнал передается к исполнительному механизму и на открытие-закрытие регулирующего органа на трубопроводе обратной сетевой воды. Для контроля за положением регулирующего органа, дистанционным управлением исполнительным механизмом и переключением схемы с ручного на автоматическое регулирование предусмотрены элементы G (указатель положения регулирующего органа), H (двухштифтовая кнопка управления), HS (ключ управления). На тепловом щите установлена сигнальная лампа, позволяющая судить о наличии на щите регулирования расхода напряжения.

2. Блок регулирования расхода обратной сетевой обратной воды, проходящей через водо-масляной теплообменник. Регулирование происходит аналогичным образом с той лишь разницей, что импульс отбирается с помощью измерительной диафрагмы на трубопроводе масла, направляющегося в водо-масляной теплообменник, а исполнительный механизм и регулирующий орган находится на трубопроводе обратной сетевой воды.

3. Блок регулирования расхода дымовых газов, отработавших в двигателе, через газо-водяной теплообменник. Регулирование происходит аналогичным образом, что и для водо-водяного теплообменника, с той лишь разницей, что импульс отбирается на трубопроводе обратной сетевой воды, направляющейся в газо-водяной теплообменник, а исполнительный механизм и регулирующий орган на трубопроводе дымовых газов, отработавших в двигателе и направляющихся в теплообменник.

4. Блок регулирования соотношения “топливо - воздух” для дизельного двигателя. Пропорционирование топлива и воздуха-окислителя в рамках принятого коэффициента избытка воздуха достигается прикрытием - открытием дроссельного клапана на трубопроводе воздуха. Это делается с помощью блок-схемы регулирования соотношения “топливо-воздух”.

Для отбора механических (пневматических) импульсов используют измерительные диафрагмы FE, установленные на трубопроводах топлива и воздуха. Механический импульс с помощью трубок поступает к бесшкальным дифманометрам FT, где механический импульс преобразуется в электрический и по электрическому кабелю передается к вторичным приборам FR (самопишущие расходомеры), а затем к регулятору соотношения FCI. К последнему поступает сигнал от задатчика FH. От регулятора электрический сигнал передается к исполнительному механизму и на открытие-закрытие регулирующего органа. Для контроля за положением регулирующего органа, дистанционным управлением исполнительным механизмом и переключением схемы с ручного на автоматическое регулирование предусмотрены указатель положения регулирующего органа (G), двухштифтовая кнопка управления (H), ключ управления (HS). На тепловом щите установлена сигнальная лампа, позволяющая судить о наличии на щите регулирования соотношения “топливо-воздух” напряжения.

5. Блок регулирования расхода топлива в зависимости от температуры обратной сетевой воды. Импульс отбирается с помощью термопары ТE на трубопроводе обратной сетевой воды и по кабелю поступает к автоматическому потенциалу TIR, а затем - к регулятору расхода ТC. Сюда же поступает сигнал от задатчика предела регулирования ТH. От регулятора электрический сигнал передается к исполнительному механизму и на открытие-закрытие регулирующего органа на трубопроводе топлива. Для контроля за положением регулирующего органа, дистанционным управлением исполнительным механизмом и переключением схемы с ручного на автоматическое регулирование предусмотрены элементы G (указатель положения регулирующего органа), H (двухштифтовая кнопка управления), HS (ключ управления). На тепловом щите установлена сигнальная лампа, позволяющая судить о наличии на щите регулирования расхода напряжения.

Кроме всех вышеперечисленных основных блоков, на входе и на выходе из каждого теплообменника установлены термопары для измерения температуры (TE) и дифференциальные манометры для измерения давления (PT), которые устанавливаются по месту.

8. Технико-экономические показатели

8.1. Основные технико-экономические показатели

Определим удельные капитальные затраты на производство 1 кВт общей мощности по формуле:

$/кВт, (8.1.1)

где К - капитальные затраты на строительство мини-ТЭЦ, $.;

Q - тепловая мощность, кВт;

Э - электрическая мощность, кВт.

Определим годовой расход условного топлива:

т у.т. (8.1.2)

где В - расход , обогащённого биогаза, кг/ч;

h - число часов работы, ч;

Q_н^р - низшая рабочая теплота сгорания обогащённого биогаза, кДж/кг.

Определим удельный расход условного топлива на электрическую мощность:

г у.т./кВтч. (8.1.3)

Определим удельный расход условного топлива на тепловую мощность:

кг у.т./ГДж. (8.1.4)

Определим удельный расход условного топлива на общую мощность:

г у.т./кВт. (8.1.5)

Определим среднесписочную численность персонала (штатный коэффициент), обслуживающих хозяйство мини-ТЭЦ:

чел. (8.1.6)

Основные технико-экономические показатели работы мини-ТЭЦ приведены в таблице 8.1.

Затраты ресурсов на производство тепловой и электрической энергии на мини-ТЭЦ определим по формуле:

S_р = S_т + S_ам + S_тр + S_зп + S_пр , (8.1.7)

где S_т - расходы на топливо;

S_ам - амортизационные отчисления;

S_тр - расходы на текущий ремонт;

S_зп - заработная плата;

S_пр - прочие расходы.

Таблица 8.1.1. Основные технико-экономические показатели.

№ п/п	Наименование	Единицы измерения	Значение
1	Капитальные затраты (включая инженеринговые услуги)	тыс. $	160
2	Удельные капитальные затраты	$/кВт	84,2
3	Электрическая мощность, номинальная	кВт	700
4	Тепловая мощность, номинальная	кВт ГДж/ч	1200 4,32
5	Годовой расход условного топлива, номинальный	т у.т.	1065
6	Удельный расход топлива: на электрическую мощность на тепловую мощность на общую мощность	г у.т./кВтч кг у.т./ГДж г у.т./кВт	327 53 121
7	Общий к.п.д.	%	85
8	Приведенное число часов работы	час/год	4650
9	Среднесписочная численность персонала (штатный коэффициент)	чел.	14
10	Себестоимость 1 ГДж тепловой энергии	$/ГДж	5,1
11	Себестоимость 1 кВтч электрической энергии	$/кВтч	0,03
12	Срок окупаемости	лет	2,4

1).Топливная составляющая себестоимости (для основного топлива):

, (8.1.8)

где В_год - годовой расход топлива, В_год = 651?10³?кг ;

Ц_т^пр - оптовая цена топлива по прейскуранту, Ц_т^пр = 110 $/т,

тыс $.

2).Амортизационные отчисления определяем по формуле:

, (8.1.9)

где ?_ам - среднегодовая норма амортизации, ?_ам = 12 %;

К - стоимость основных производственных фондов предприятия:

, (8.1.10)

где К_уд - величина удельных капитальных затрат, К_уд = 35,5 $/т.у.т;

В^у_год - годовой расход условного топлива, В^у_год = 1065 т.у.т,

тыс. $,

тыс. $;

3).Затраты на текущий ремонт определяем по формуле:

тыс. $; (8.1.11)

4).Расход на заработную плату:

, (8.1.12)

где n_??- количество рабочих, определено ранее и равняется 14 чел.;

Ф_зп - годовой фонд заработной платы, Ф_зп = 577 $ год/чел.

тыс. $;

5).Прочие затраты определяем по формуле:

тыс. $; (8.1.13)

С учетом всех составляющих определим общую сумму затрат на производство электрической и тепловой энергии на мини-ТЭЦ:

S_р = S_т + S_ам + S_тр + S_зп + S_пр =

= 84,210³ + 4,510³ + 0,910³ + 8,110³ + 4,110⁹ = 101,8 тыс. $;

Определим себестоимость одного ГДж тепловой энергии по формуле:

$/ГДж, (8.1.14)

где S_р - сумма затрат на производство энергии, $;

Q_год - годовой отпуск тепловой энергии, ГДж.

Определим себестоимость одного кВтч электрической энергии:

$/кВтч. (8.1.15)

Определим срок окупаемости мини-ТЭЦ по формуле:

, (8.1.16)

где К - капитальные затраты, $;

П - годовая прибыль, которая определяется по формуле

, (8.1.17)

где Ц_э и Ц_q - цена соответственно 1 кВтч и 1 ГДж, которая определяется по формуле

$/кВтч;

$/ГДж.

Тогда

тыс. $;

Тогда

года.

Определим коэффициент NPV по формуле:

, (8.1.18)

где t_сл - срок службы объекта, принимаем t_сл = 20 лет;

r - процентная ставка на капитал.

Тогда

.

Так как NPV > 1, то строительство мини-ТЭЦ является экономически обоснованным и очень выгодным.

8.2. Расчет сетевого графика капитального ремонта дизельного двигателя

Для составления сетевого графика на проведение капитального ремонта дизельного двигателя на мини-ТЭЦ дана следующая дефектная ведомость (табл. 8.2.1).

Таблица 8.2.1. Дефектная ведомость по проведению капитального ремонта дизельного двигателя на мини-ТЭЦ.

№ п/п	Наименование работы	Трудозатраты в чел. днях	Количество человек
1	ревизия и ремонт теплообменника системы охлаждения двигателя	7	4
2	ревизия и ремонт насоса системы охлаждения двигателя	8	2
3	ревизия и ремонт картера и блок-картера	4	2
4	ревизия и ремонт теплообменника системы смазки двигателя	8	3
5	ревизия и ремонт насоса системы смазки двигателя	7	3
6	ревизия и ремонт блока цилиндров	8	4
7	замена коренных подшипников	2	2
8	ревизии и замена коленчатого вала двигателя	2	2
9	ревизия и замена втулок и крышек рабочего цилиндра, клапанов двигателя	2	2
10	ревизия и замена шатунного механизма, поршней и поршневых колец двигателя	2	2
11	замена шатунных подшипников	2	2
12	ревизия и ремонт топливного насоса	3	3
13	сборка двигателя	2	2
14	опробование работы двигателя в различных режимах	2	2

Сетевой график состоит из группы блоков вида:

где t_i-j - продолжительность работы, дни;

i,j - номер данного события;

h_i,h_j - номер предшествующего события;

n_i-j - количество рабочих, выполняющих данную работу;

t_i^р, t_j^р - ранний срок совершения события;

t_i^п, t_j^п - поздний срок совершения события.

Расчет параметров сетевого графика произведем по формулам:

-ранний срок совершения событий:

t_j^р = max [t_i^р + t_i-j ];

-поздний срок совершения событий:

t_j^п = min [t_j^п - t_i-j ];

-ранний срок начала работы:

t_i-j^рн = t_i^р ;

-ранний срок окончания работы:

t_i-j^ро = t_i-j^рн + t_i-j;

-поздний срок окончания работы:

t_i-j^по = t_j^п ;

-поздний срок начала работы:

t_i-j^пн = t_i-j^по - t_i-j;

-полный резерв времени работы:

R_i-j = t_i-j^по - t_i-j^ро;

-свободный резерв времени работы:

r_i-j = t_j^р - t_i^р - t_i-j.

Результаты расчета сведем в табл. 8.2.2.

Таблица 8.2.2. Расчет сетевого графика.

№ раб.	код работы i-j	продолжи-тельность работы ti-j	ti-jрн	ti-jро	ti-jпо	ti-jпн	Ri-j	ri-j
1	1-2	7	0	7	3	10	3	0
14	2-12	2	7	12	10	12	3	3
7	1-3	2	0	2	0	2	0	0
2	3-9	8	2	10	2	10	0	0
7	9-12	2	10	12	10	12	0	0
8	1-4	2	0	2	0	4	2	0
4	4-12	8	2	12	4	12	2	2
10	1-5	2	0	2	0	3	1	0
1	5-10	7	2	9	3	10	1	0
10	10-12	2	9	12	10	12	1	1
12	1-6	3	0	3	0	8	5	0
3	6-12	4	3	12	8	12	5	5
6	1-7	8	0	8	0	10	2	0
9	7-12	2	8	12	10	12	2	2
11	1-8	2	0	2	0	3	1	0
5	8-11	7	2	9	3	10	1	0
13	11-12	2	9	12	10	12	1	1

Построим сетевой график (рис.8.2.1), линейную диаграмму (рис.8.2.2) и график движения рабочей силы (рис.8.2.3).

Рис. 8.2.1. Сетевой график ремонта дизельного двигателя.



Рис. 8.2.2. Линейная диаграмма.

Рис. 8.2.3. График движения рабочей силы.

8.3. Структурауправления мини-ТЭЦ

Структура управления мини-ТЭЦ представлена на рис.8.3.1.

Рис. 8.3.1. Структура управления мини-ТЭЦ

9. Электроснабжение насосов основного контура мини-ТЭЦ

Для привода насосов системы охлаждения из табл. П1.1. [11] выбираем асинхронные двигатели: для воды АИР 132М4, а для масла АИР 90L4. Для привода сетевого насоса выбираем асинхронный двигатель АИР 132S4; для привода насоса контура тепловой насос-скруббер - АИР 112М4; для топливного насоса АИР 71В4; для дутьевого вентилятора АИ 80В4; а для дымососа АИР 100S4. Ниже приведены характеристики этих двигателей.

Таблица 7.1. Характеристики двигателей.

№ п/п	Номер на плане	Тип двигателя	Рн, кВт	cos	,%	Iп/Iн	количество
1	1	АИР 132M4	11,0	0,87	87,5	7,5	1
2	2	АИР 90L4	2,2	0,81	87,5	6,5	1
3	3	АИР 132 S4	7,5	0,86	87,5	7,5	1
4	4	АИР 112М4	5,5	0,88	87,5	7,0	1
5	5	АИР 71В4	0,75	0,73	73,0	5,0	1
6	6	АИР 80В4	1,5	0,83	78,0	5,5	1
7	7	АИР 100S4	3,0	0,83	82,0	7,0	1

Определим номинальные токи для каждого типа двигателя [11]:

, (9.1)

где U_ном - номинальное напряжение, 380 В;

Проведём расчёт только для первого двигателя, а для остальных сведём в таблицу.

А;

Пусковые токи определим по формуле [11]:

, (9.2)

А;

Выберем для двигателей магнитные пускатели серии ПМЛ по табл. П2.2. [11]:

Для первого номинальному току выбираем ПМЛ 210004 с .

Выбираем автоматический выключатель и тепловой расцепитель автоматического выключателя по табл. П2.3. [11] по условиям:

;

;

;

Для первого электродвигателя выбираем ВА51Г25/25 с номинальным током выключателя 25 А и номинальным током расцепителя 25 А, для которого кратность тока отсечки по отношению к номинальному току расцепителя 14. Тогда:

;

;

Выбор предохранителей произведем исходя из табл. П2.2. [11]:

I_пл.вст. > I_ном.дв.; (9.3)

I_пл.вст. > I_пуск./, (9.4)

где - коэффициент, зависящий от условий пуска электродвигателя и характеристики предохранителя, = 2,5 [11].

Для первого двигателя:

I_пл.вст. > 22,0 А;

I_пл.вст. > 165/2,5=66,0 А.

Таким образом, для установки с целью защиты электродвигателя от токов короткого замыкания, выбираем предохранитель ПН2-100 (предохранитель насыпной разборный)с .

По табл. П2.7. [11] выбираем шкаф распределительный серии IP 22 ШР 11-73705 с номинальным током вводного рубильника Р18 400 А, число трёхполюсных групп предохранителей на отдельно стоящих линиях и их номинальные токи 8*100 А (одно присоединение резервное).

Произведем выбор сечения проводов с поливинилхлоридной изоляцией с алюминиевыми жилами, проложенными в одной трубе, исходя из условий [11]:

I_пр > I_ном.дв.; (9.5)

I_пр > , (9.6)

где I_пр - допустимая токовая нагрузка для провода, А;

I_защ - ток срабатывания защитного аппарата, I_защ = I_пл.вст, А;

k_защ - коэффициент защиты, k_защ = 0,33 по табл. П4.1. [11];

k_п - поправочный коэффициент на условия прокладки, k_п = 1 [11].

Для первого двигателя:

I_пр > 22,0 А;

I_пр > А.

Выбираем провод АПВ 3(15) + (14), сечение 5 мм², допустимая нагрузка 27 А по табл. П4.2. [11]

№ э/д	, А	, А	Магнитный пускатель	А	Автомат. выкл.	Предо-хранитель	Провод	, А
1	22,0	165,0	ПМЛ210004	25	ВА51Г25/25	ПН2-100/80	АПВ3(1*5)+(1*4)	27,0
2	5,0	32,5	ПМЛ110004	10	ВА51Г25/5	ПН2-100/31,5	АПВ4(1*2)	15,0
3	15,1	113,3	ПМЛ210004	25	ВА51Г25/16	ПН2-100/50	АПВ3(1*2,5)+(1*2)	19,0
4	10,9	76,3	ПМЛ210004	25	ВА51Г25/12,5	ПН2-100/31,5	АПВ4(1*2)	15,0
5	2,1	10,5	ПМЛ110004	10	ВА51Г25/2,5	ПН2-100/31,5	АПВ4(1*2)	15,0
6	3,5	19,3	ПМЛ110004	10	ВА51Г25/4	ПН2-100/31,5	АПВ4(1*2)	15,0
7	6,7	46,9	ПМЛ110004	10	ВА51Г25/8	ПН2-100/31,5	АПВ4(1*2)	15,0

Выполним расчет электрических нагрузок по методу расчетных коэффициентов. Групповой коэффициент использования:

, (9.7)

где P_нi - номинальная мощность i-го электроприемника, кВт;

k_иi - коэффициент использования i-го электроприемника, по табл. П3.1. [11] выбираем 0,7;

.

Приведенное число электроприемников:

. (9.8)

Расчетная активная нагрузка группы:

, (9.9)

где К_р - коэффициент расчетной нагрузки.

Определим в зависимости от коэффициента использования K_и^гр = 0,7 и приведенного числа электроприемников n_э^пр = 4 коэффициент расчетной нагрузки К_р = 1,2 [10].

Тогда

кВт.

Расчетная реактивная мощность:

, (9.10) где tg - коэффициент мощности, зависящий от режима работы электроприемников,

; ;

; ;

; ;

;

квар.

Полная мощность группы:

кВА. (9.11)

Расчетный ток группы:

А. (9.12)

Пиковый ток группы:

, (9.13)

где I_п^max - пусковой ток наибольшего электроприемника, А;

I_ном^max - номинальный ток наибольшего электроприемника, А;

А.

Произведем выбор предохранителей исходя из трех условий:

1). I_пл.вст. > I_р^гр ; (9.14)

2). I_пл.вст. > I_пик^гр /; (9.15)

3). условие селективности (на одну ступень выше).

Для данной группы электроприемников:

I_пл.вст. > 46 А;

I_пл.вст. > 195,6 / 2,5 = 78,2 А.

Выбираем предохранитель ПН2-100/100.

Произведем выбор сечения жилы кабеля, исходя из условий:

I_пр > I_р^гр ; (9.16)

I_пр > , (9.17)

Для данной группы электроприемников:

I_пр > 46 А;

I_пр > А.

Выбираем кабель АВВГ (316 + 110), сечение 16 мм², допустимая нагрузка 60 А [11].

10. Охрана труда

В комплексе утилизации промышленных и бытовых отходов основным энергетическим объектом является мини-ТЭЦ. При ее проектировании, сооружении и эксплуатации необходимо учитывать требования охраны труда для обеспечения оптимальных или допустимых санитарно-гигиенических условий труда, безопасности персонала комплекса и минимального отрицательного влияния ТЭЦ на окружающую среду. Технологические процессы и производственное оборудование мини-ТЭЦ являются источниками целого ряда вредных и опасных производственных факторов: вредных веществ, теплового излучения, шума, вибрации, радиационного излучения, опасности пожаров и взрывов, опасности термических и химических ожогов, опасности поражения электрическим током, механических воздействий и т.д. В настоящей главе рассмотрены основные мероприятия по производственной санитарии, технике безопасности и пожарной безопасности для мини-ТЭЦ в соответствии с действующими нормами.

10.1. Техника безопасности и производственная санитария

Площадка для строительства производственной мини-ТЭЦ выбрана в соответствии со СНиП II-95-76. Предприятие, а также мини-ТЭЦ отделены от жилой застройки санитарно-защитной зоной 15м, т.к. станция работает на газе. Размеры санитарно-защитной зоны до границы жилой застройки установлены для производственной мини-ТЭЦ - от дымовых труб. Площадка для строительства мини-ТЭЦ выбрана с учетом аэроклиматической характеристики и рельефа местности, прямого солнечного облучения и естественного проветривания, а также с учетом условий рассеивания в атмосфере производственных выбросов и условий туманообразования.

Санитарные разрывы между зданиями и сооружениями, освещаемыми через оконные проемы, определяются расстоянием не менее наибольшей высоты до верха корпуса противостоящих зданий и сооружений.

Здание мини-ТЭЦ включает в себя помещение, в котором размещены дизельные двигатели (два основных и один запасной). Теплоноситель - горячая вода. Дизельные двигатели и основная часть вспомогательного оборудования размещены в основном зале размером в плане 2612 м с высотой до низа ферм 5м. Каждый дизельный агрегат смонтирован на общей раме с генератором. Дизель-генераторы установлены в центре на плане мини-ТЭЦ с шагом 3м. Компоновка мини-ТЭЦ - закрытая. Дымовая труба высотой 10м и диаметром 1м обеспечивает удаление газов от всех агрегатов. Газоходы от двигателей к дымовой трубе - наземные. Трансформаторная подстанция для снабжения электроэнергией насосов и вентиляторов, а также водоподготовительная установка размещены на ТЭЦ. Блоки подогревателей сетевой воды и деаэрационно - питательные блоки установлены в основном зале справа от дизель-генераторов. Скруббер, блок теплового насоса и блок абсорбции установлены в основном зале слева от дизель-генераторов.