Система технического водоснабжения промышленного предприятия с теплонасосной установкой

Размещено на http://www.allbest.ru/

ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

Кафедра «Теплотехника и теплосиловые установки»

Курсовой проект по дисциплине «Технологические энергоносители предприятий»

Тема: «Система технического водоснабжения промышленного предприятия с теплонасосной установкой»

Выполнила студентка

гр. ПТЭ-613

Рассадина Т.В.

Санкт-Петербург 2009

Задание на курсовой проект

Задача: спроектировать оборотную систему технического водоснабжения промышленного предприятия с использованием теплоты оборотной воды в тепловых насосах для нужд низкотемпературного отопления, вентиляции и горячего водоснабжения при следующих исходных данных и параметрах:

1. Температура воды для нужд отопления и вентиляции t_o = 60 °С.

2. Охлаждение воды в отопительных приборах ?t_пр = 15 °С.

3. Температура воды на горячее водоснабжение t_гв = 55 °С.

4. Температура холодной воды для подпитки системы горячего водоснабжения t_хв = 5 °С.

5. Температура охлажденной оборотной воды t_ох= 20 °С.

6. Температура теплой оборотной воды t_нп = 40 °С.

7. Тепловые нагрузки:

- горячего водоснабжения Q_гв= 1400 кВт;

- отопления Q_о = 800 кВт;

- вентиляции Q_в = 600 кВт.

8. Расход оборотной воды V _ов= 260 м³/ч (V_ов=0,072 м³/с).

9. Город, для которого проектируется система водоснабжения - Саратов.

Содержание

Введение

1. Составление функциональной схемы системы водоснабжения

2. Расчет режима работы теплонасосной установки и выбор тепловых насосов

3. Выбор схем включения испарителей и конденсаторов тепловых насосов

4. Расчет термодинамического цикла теплового насоса

5. Тепловой расчет и подбор теплообменников

5.1 Расчет предварительного теплообменника

5.2 Расчет разделительного теплообменника

6. Расчет и подбор градирен

7. Расчет диаметров трубопроводов и подбор насосов

7.1 Подбор насосов Н1

7.2 Подбор насосов Н2

7.3 Подбор насосов Н3

7.4 Подбор насосов Н4

7.5 Подбор насосов Н6

8. Разработка принципиальной схемы системы водоснабжения

9. Компоновка оборудования теплонасосной установки

10. Расчет показателей экономичности теплонасосной установки

Заключение

Список литературы

Введение

Обеспечение водой промышленных предприятий является одной из важных народнохозяйственных задач. В подавляющем большинстве отраслей промышленности вода используется в технологических процессах производства. Требования к количеству и качеству подаваемой воды определяются характером технологического процесса. Выполнение этих требований системой водоснабжения обеспечивает нормальную работу предприятия и надлежащее качество выпускаемой продукции. Неудовлетворительное выполнение системой водоснабжения поставленных задач может привести не только к ухудшению качества продукции или удорожанию производства, но и в ряде случаев к порче оборудования и даже к опасным авариям. Кроме воды для технологических нужд, на каждом предприятии требуется вода для хозяйственно-питьевых нужд рабочих и служащих, а также для целей пожаротушения.

Оборотные системы открывают большие возможности в удешевлении системы водоснабжения, сокращении потребления свежей воды и сбросов загрязненных стоков.

В ряде промышленных предприятий вода после использования ее для технических целей не загрязняется совсем или загрязняется весьма незначительно и лишь нагревается (например вода, используемая для охлаждения производственных агрегатов, конденсации пара и др.). При недостаточной мощности природного источника или большой стоимости подачи из него требуемого количества воды (например, вследствие удаленности источника) оказывается необходимым или экономически целесообразным сбрасываемую предприятием (или отдельным цехом) воду охлаждать и подавать снова для использования на том же объекте. При этом из источника должно добавляться только некоторое количество «свежей» воды для восполнения потерь при обороте. Количество «свежей» воды в таких системах составляет обычно незначительную часть (3--5%) общего количества используемой воды.

В качестве водоохлаждающих устройств применяют пруды, брызгальные бассейны и градирни. «Свежая» вода обычно подается в бассейн, в котором собирается охлажденная вода. В некоторых случаях оборотную воду приходится не только охлаждать, но и подвергать очистке. Иногда системы оборотного водоснабжения применяют для воды, которая при использовании не нагревается, а загрязняется сравнительно легко удаляемыми примесями. В таких случаях для осветления воды применяют отстойники.

При оборотном водоснабжении промышленного объекта охлаждающее устройство (охладитель) должно обеспечить охлаждение циркуляционной воды до температур, отвечающих оптимальным технико-экономическим показателям работы объекта. Понижение температуры воды в охладителях происходит за счет передачи ее тепла воздуху. По способу передачи тепла охладители, применяемые в системах оборотного водоснабжения, разделяются на испарительные и поверхностные (радиаторные). В испарительных охладителях охлаждение воды происходит в результате ее испарения при непосредственном контакте с воздухом (испарение 1 % воды снижает ее температуру на 6°). В радиаторных охладителях охлаждаемая вода не имеет непосредственного контакта с воздухом. Вода проходит внутри трубок радиаторов, через стенки которых происходит передача ее тепла воздуху.

1. Составление функциональной схемы системы водоснабжения

Функциональная схема определяет общую структуру системы водоснабжения и способ соединения основного и вспомогательного оборудования.

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

В качестве примера рассмотрим функциональную схему энергосберегающей системы технического водоснабжения промышленного предприятия с наиболее полным использованием теплоты оборотной воды (Рис.1).

Рис.1.Функциональная схема энергосберегающей системы технического водоснабжения

Теплая оборотная вода из цеха промышленного предприятия собирается в бак теплой воды БТВ и через фильтр Ф насосами Н2 подается на градирни ГР и испарители И тепловых насосов ТН, в которых оборотная вода охлаждается. Затем охлажденная оборотная вода поступает в цех предприятия. Насосы Н4 подают охлажденную воду из градирен в цех. Охлаждение оборотной воды также происходит и в предварительном теплообменнике ПТ холодной водой из водопровода, подаваемой под напором водопроводной сети в систему горячего водоснабжения. Этот теплообменник является первой ступенью подогрева воды, идущей на горячее водоснабжение. Второй ступенью подогрева служит разделительный теплообменник РТ, в котором греющей средой служит вода промежуточного контура. Циркуляцию воды в промежуточном контуре обеспечивают насосы Н1, нагрев воды - маслоохладители МО и конденсаторы К тепловых насосов. Расширительный бак РБ облегчает запуск насосов Н1 и служит также для подпитки промежуточного контура водой, компенсируя возможные ее утечки.

В периоды пониженного водоразбора из системы горячего водоснабжения циркуляцию воды обеспечивают насосы Н3. Вода от отопительных приборов и калориферов в промежуточный контур поступает через грязевик.

Каждый тепловой насос ТН снабжен регенеративным теплообменником РТО, что снижает потери энергии в терморегулирующем вентиле ТРВ. Охлаждаемая оборотная вода подается в испаритель И, где ее теплота отводится к кипящему фреону. Нагреваемая вода промежуточного контура подается в конденсатор К, где при конденсации пара фреона происходит ее нагрев. В компрессоре осуществляется сжатие пара фреона, что приводит к повышению его давления и температуры. Терморегулирующий вентиль при дросселировании жидкого фреона снижает его давление и температуру. В регенеративном теплообменнике теплота жидкого фреона, выходящего из конденсатора, используется для перегрева пара фреона при входе в компрессор. Поскольку в тепловом насосе применяется винтовой маслозаполненный компрессор, охлаждение масла производится в маслоохладителе МО водой промежуточного контура.

насос теплообменник водоснабжение

2. Расчет режима работы теплонасосной установки и выбор тепловых насосов

Задачей расчета является определение расходов всех потоков воды, ее температуры, тепловых нагрузок теплообменников, теплопроизводитель-ности теплонасосной установки, типоразмера и количества тепловых насосов.

Объемный расход воды на горячее водоснабжение, м³/c:

,

где с - удельная теплоемкость воды, кДж/(кг*К);

? - плотность воды, кг/м³.

м³/с.

Температура подпиточной воды системы горячего водоснабжения на выходе из предварительного теплообменника:

t_ПТ = t_НП - ?t_НГ,

где ?t_НГ - недогрев подпиточной воды в предварительном теплообменнике до температуры оборотной воды, принимается ?t_НГ= 2…5 °С.

t_ПТ = 40 - 2 = 38 °С.

Тепловая нагрузка предварительного теплообменника, кВт:

Q_ПТ = V_ГВ c ? (t_ПТ - t_ХВ);

Q_ПТ = 0,00668·4,19·10³·(38 - 5) = 923,644 кВт.

Теплопроизводительность теплонасосной установки, кВт:

Q = Q_О + Q_В + Q_ГВ;

Q = 800+600+1400 =2800 кВт.

Количество рабочих тепловых насосов, шт:

Q_ПТ = V_ГВ c ? (t_ПТ - t_ХВ);,

где Q_кн , Q_мн - номинальная теплопроизводительность конденсатора и маслоохладителя выбранного теплового насоса.

=3,4 шт, таким образом примем N=3шт.

Количество рабочих насосов -3шт., типоразмер - НТ-500.

Таблица 1

Параметры	НТ-500
Теплопроизводительность, кВт: конденсатора маслоохладителя	500 47
Расход воды, м3/ч: через конденсатор через маслоохладитель через испаритель	130 130 150
Температура воды, °С: на выходе из конденсатора на выходе в испаритель	60 22
Перепад давления по воде, кПа: в конденсаторе в маслоохладителе в испарителе	26 5 9
Теоретическая производительность компрессора, м3/ч	850
Потребляемая мощность, кВт	200
Диаметр патрубков, мм: конденсатора испарителя	150 125
Габаритные размеры, мм	5000х1700х2650
Масса, кг	7700

Будем использовать однотипные и наиболее мощные тепловые насосы НТ-500, стремясь к максимальному использованию их мощности.

Количество устанавливаемых тепловых насосов с учетом резерва, шт.:

N_уст = N + 1;

N_уст = 3+1 = 4 шт.

Тепловые нагрузки конденсатора и маслоохладителя каждого теплового насоса в расчетном режиме, кВт:

Тепловая нагрузка конденсатора в расчетном режиме, кВт:

Qк = Qкм - Qмн;

Qк = 625,452-47 = 578,452 кВт.

Тепловая нагрузка испарителя в расчетном режиме, кВт:

где ? - коэффициент трансформации теплового насоса, принимается ? = 4…5.

Расход оборотной воды через предварительный теплообменник и испарители тепловых насосов, м3/с:

м3/с

Расход оборотной воды на градирни, м3/с:

VГ = VОВ - VНП,

где Vов - общий расход оборотной воды, м3/с

VГ = 0,072 - 0,0289 = 0,0433 м3/с.

Расход воды на отопление, м3/с:

м3/с.

Расход воды на вентиляцию, м3/с:

м³/с.

Тепловая нагрузка разделительного теплообменника, кВт:

Q_РТ = V_ГВ·c·?·(t_ГВ - t_ПТ);

Q_РТ = 0,00668·4,19·1000·(55 - 38) = 475,8164 кВт.

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

t_РТ = t_ПТ + ?t_НО ,

где ?t_НО - недоохлаждение воды промежуточного контура в разделительном теплообменнике, принимается ?t_НО = 5…10 °С.

t_РТ = 38+ 5 = 43 °С.

Расход воды из промежуточного контура для нагрева воды на горячее водоснабжение в разделительном теплообменнике, м³/с:

м3/с.

Расход воды в промежуточном контуре, м³/с:

V_ПК = V_О + V_В + V_РТ;

V_ПК = 0,0127 + 0,0095 + 0,00668 = 0,02888м³/с.

3. Выбор схем включения испарителей и конденсаторов тепловых насосов

Наилучшие энергетические показатели теплонасосной установки достигаются при последовательной схеме включения конденсаторов тепловых насосов по нагреваемой воде. В этом случае во всех конденсаторах, кроме последнего, температура и давление рабочего агента ниже расчетных.

При соединении испарителей и конденсаторов тепловых насосов необходимо выполнение условий:

V_НП < 0,7V_ИН,

V_БН = V_ИН - V_НП,

где V_ИН - номинальный расход воды через испаритель, м³/с.

0,0289 < 0,0292;

V_БН = 0,0417 - 0,0289 = 0,0128м³/с.

V_ПК = (0,7…1,05) V_КН,

V_ПК = 0,8·0,0361 = 0,02888 м³/с.

Температура охлаждаемой воды на входе в испаритель первого теплового насоса после предварительного теплообменника, °С:

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

Для последовательно соединенных испарителей N тепловых насосов температура воды на входе в (i+1)-й испаритель равна температуре воды на выходе из i-го испарителя, °C:

t^'_u,i+1 = t^''_u,I , i =1, …, N-1;

t^'_u,2 = t^''_u,1 = 28,24 °C;

t^'_u,3 = t^''_u,2 = 24,11 °C;

Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой воды производится в соответствии с условием:

t^''_u,N = t_ox;

t^''_u,3 = 19,97 °C;

t_ox = 20°C.

Для последовательно соединенных конденсаторов тепловых насосов, противоточной схемы движения воды через конденсаторы и испарители, а также ранее принятой нумерации тепловых насосов в направлении движения охлажденной воды через испарители можно записать:

t^''_к,1 = t_о , t^'_к,i = t^''_к,I+1

t^'_к,i = t^''_к,I -

t^''_к,1 = 60 °C;

t^''_к,2 = 55,22°C;

t^''_к,3 = 50,44 °C;

Температура нагреваемой воды промежуточного контура на входе в маслоохладители тепловых насосов, °C:

Проверка расчета распределения температуры нагреваемой воды производится на основании уравнения теплового баланса при смешении потоков воды промежуточного контура, поступающих из разделительного теплообменника, систем отопления и вентиляции:



Средняя температура воды в конденсаторах и испарителях тепловых насосов, °C:

;

Для каждого теплового насоса рассчитывается разность средних температур воды в конденсаторе и испарителе:

?t₁ =57,61- 30,305 = 27,305 °C;

?t₂ =52,83 - 26,175 = 26,655 °C;

?t₃ =48,05 - 22,055 = 25,995 °C.

Максимальное значение этой разности температур ?t₁ =27,305 °C соответствует тепловому насосу №1, который работает в наиболее тяжелых условиях.

4. Расчет термодинамического цикла теплового насоса

Целью расчета является определение производительности компрессора и мощности его электродвигателя, тепловых нагрузок испарителя и маслоохладителя, вычисление коэффициента трансформации. Расчет термодинамического цикла выполняется для того теплового насоса, который работает в наиболее тяжелых условиях. По результатам расчета делается вывод о правильности выбора типоразмера теплового насоса.

Исходные данные для расчета:

1. Рабочий агент.

2. Схема теплового насоса.

3. Тепловая нагрузка конденсатора Q_К=578.452 кВт.

4. Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе =57,61 °С.

5. Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе =30,305°С.

6. Температура воды на входе в маслоохладитель t?_МО=44,5°С.

Температура кипения и конденсации фреона, °C:

t_и = t₅ = t₆ = ;

t_к = t₃ = ;

где ?, ?- средний температурный напор в испарителе и конденсаторе, принимается: =3…5 °C, =5…7 °C.

t_и =30,305 - 4 = 26,305 °C;

t_к =57,61 + 6 = 63,61 °C.

С помощью p-h-диаграммы для фреона R-134a определим:

р_и = 0,68 МПа;

p_к = 1,8 МПа;

h₆ = 563 кДж/кг.

Рис.2. P-h-диаграмма для фреона R-134а

Степень повышения давления в компрессоре:

? = p_к/p_и;

? = 1,8 / 0,68 = 2,647.

Температура пара на входе в компрессор,°C:

t₁ = t₆ + ?t_пе,

где ?t_пе - перегрев пара в регенеративном теплообменнике, принимается ?t_пе = =25…35 °С.

t₁ = 26,305 + 25 = 51,3 °С.

По давлению р_и = 0,68 МПа и температуре t₁ =51,3 °С при помощи диаграммы определим h₁ = 581 кДж/кг, h₃ = 563 кДж/кг, удельный объем фреона V₁ = 0,003 м³/кг.

Энтальпия жидкого фреона находится из уравнения теплового баланса для регенеративного теплообменника, кДж/кг:

h₄ = h₃ + h₆ - h₁

h4 = 465+563-581=447 кДж/кг.

Поскольку процесс дросселирования 4-5 является изоэнтальпийным, то h₅ = h₄ =447 кДж/кг.

Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре, кДж/кг:

h^''₂ = h₁ + ((h'₂ - h₁)/?_i);

где ?_i - внутренний КПД компрессора;

h'₂ - энтальпия пара фреона в конце идеального изоэнтропийного процесса сжатия в компрессоре.

Внутренний КПД компрессора находится из зависимости, обобщающей опытные данные:

?_i = 0,5925 + 0,0079*?+ 0,0045*?² - 0,00084*?³

?_i = 0,5925 + 0,0079*2,647 + 0,0045*2,647 ² - 0,00084*2,647 ³ = 0,629

h'₂ 595кДж/кг;

h''₂ = 581 + ((595 - 581)/0,629) = 603,3Дж/кг.

Энтальпия пара фреона h₂ в конце процесса отвода теплоты впрыскиваемым маслом определяется из диаграммы при давлении p_k и температуре масла на выходе из компрессора t''_м, которая составляет:

t''_м = t'_м + ?t_м,

где t'_м - температура масла на входе в компрессор, принимается t'_м = =t'_мо=44,5°C;

?t_м - повышение температуры масла в компрессоре, принимается ?t_м = =15…35 ^оС.

t''_м = 44,5+ 26 = 70,5 ^оС;

h₂ = 590 кДж/кг.

Удельный тепловой поток, отводимый от рабочего агента в конденсаторе, кДж/кг:

q_k = h₂ - h₃;

q_k = 590 - 465 = 125 кДж/кг.

Расход рабочего агента, циркулирующего в тепловом насосе, кг/с:

G = Q_к/q_к;

G = 578,452 / 125 = 4,6 кДж/кг.

Тепловой поток, отводимый маслом от рабочего агента (тепловая нагрузка маслоохладителя), кВт:

Q_м = G(h''₂ - h₂);

Q_м = 4,6(603,3 - 590) = 61,18 кВт.

Расход масла, подаваемого в компрессор, м³/кг:

V_м = Q_м/(c_м*?_м* ?t_м),

где с_м, ?_м - удельная теплоемкость и плотность масла (для условной работы компрессора примем: с_м =2,18 кДж/(кг·К), ?_м =830 кг/м³).

V_м =61,18 / (2,18*830*26) = 0,0013 м³/кг.

Относительный массовый расход масла, кг/с:

g_м = (V_м*?_м)/G;

g_м = (0,0013*830) / 4,6 = 0,23 кг/с.

С целью проверки правомерности принятого значения повышения температуры масла полученное значение относительного массового расхода масла сравнивается с рекомендуемым значением относительного массового расхода:

g_р = 0,09375 - 0,025? + 0,02656?² ;

g_р = 0,09375 -0,025*2,647+0,02656*2,647 ² = 0,214

Расхождение 0,5% - расчет верен.

Удельная внутренняя работа компрессора, кДж/кг:

l_i = h''₂ - h₁;

l_i = 603,3 - 581 = 22,3 кДж/кг.

Внутренняя мощность компрессора, кВт:

N_i = G*l_i;

N_i = 4,6*22,3 =102,58 кВт.

Мощность электродвигателя для привода компрессора, кВт:

N_э = N_i/?_эм;

где ?_эм - электромеханический КПД, принимается ?_эм = 0,9.

N_э = 102,58 / 0,9 = 113,98 кВт.

Действительная объемная производительность компрессора по условиям всасывания, м³/с:

V = G?₁;

V = 4,6*0,03 = 0,138 м³/с.

Теоретическая объемная производительность компрессора, м³/с:

V_т = V/?;

Коэффициент подачи определяется из зависимости:

? = 0,997 - 0,032? + 0,002?² - 0,000078?³;

? = 0,997 - 0,032*2,647+ 0,002*2,647 ² - 0,000078*2,647³ = 0,9249

V_т=0,138 / 0,9249=0,149м³/с.

Удельный тепловой поток, подводимый к рабочему агенту в испарителе, кДж/кг:

q_и = h₆ - h₅;

q_и = 563 - 447= 116 кДж/кг.

Тепловая нагрузка испарителя, кВт:

Q_и = G*q_и;

Q_и = 4,6*116= 533,6 кВт.

Тепловая нагрузка регенеративного теплообменника, кВт:

Q_рто = G(h₃ - h₄);

Q_рто = 4,6(465 - 447) = 82,8 кВт.

Для контроля расчета составляется энергетический баланс установки:

Q_и + N_i = Q_к + Q_м;

533,6 + 102,58 =578,452 + 61,18;

636,18 =639,6.

Расхождение приходной и расходной частей баланса не превышает 8%.

Коэффициент трансформации:

? = (Q_к + Q_м)/N_э;

? = (578,452+61,18)113,98=5,5.

Т.к. теоретическая объемная производительность компрессора V_т в результате расчета составила 0,149 м³/с (536,4м³/ч), что меньше паспортной производительности равной 850 м³/ч, то компрессор может работать в заданном режиме.

5. Тепловой расчет и подбор теплообменников

В качестве предварительного и разделительного теплообменников применяются водоводяные секционные подогреватели. Подогреватели изготавливаются с длиной трубок 2000 и 4000 мм. Диаметр трубок составляет d_н/d_в = 16/14 мм, материал - латунь. Подогреваемую воду рекомендуется пропускать по трубкам, а греющую воду - по межтрубному пространству. При этом термические линейные удлинения корпуса и трубок выравниваются, облегчается чистка трубок. Средняя скорость воды в межтрубном пространстве составляет w_мт = 0,5…2,5 м/с.

Задачей расчета является определение площади поверхности теплообмена F, выбор типоразмера секции подогревателя, расчет количества секций Z.

5.1 Расчет для предварительного теплообменника

Для скорости воды в межтрубном пространстве w_мт=1,39 м/с оценим площадь проходного сечения межтрубного пространства, м³:

f_мт = V_мт / w_мт;

V_мт = V_нп = 0,0289м³/с;

f_мт = 0,0289/ 1,39 = 0,02079 м³.

По полученному значению f_мт выбираем типоразмер подогревателя 12-219*4000-Р. [методические указания к выполнению курсового проекта «система технического водоснабжения промышленного предприятия с теплонасосной установкой» , СП-б, 2008, Филатов В. В., Буянов А. Б]

Таблица 2. Основные параметры водоводяного секционного подогревателя 12-219*4000-Р

Внутренний диаметр корпуса Dв, мм	Число трубок nт	Площадь поверхности нагрева Fс, м2	Площадь проходного сечения, м2
			трубок fт	межтрубного пространства, fмт
207	64	12	0,00985	0,02079

Скорость воды в трубках и между трубками, м/с:

w_т = V_т / f_т;

w_мт = V_мт / f_мт;

V_т = V_гв = 0,00668 м³/с;

w_т = 0,00668/ 0,00985= 0,678м/с;

w_мт = 0,0289 / 0,02079 = 1,39м/с.

Эквивалентный диаметр межтрубного пространства, мм:

d_э = (D²_в - n_т*d²_н)/(D_в + n_т*d_н);

d_э = ((0,207)² - 64*(0,016)²) / (0,207 + 64*0,016) =0,125 м.

Средняя температура воды в трубках и между трубками, °C:

;

t^'_т = t_хв = 5 °C;

t^''_т = t_пт = 38 °C;

t^'_мт = t_нп = 40 °C;

t^''_мт = t^'_и,1 = 32,3723 °C;

°C;

°C.

Коэффициенты теплоотдачи на поверхностях стенок в трубном и межтрубном пространстве, Вт/(м²·К):

?_т = (1630 + 21* - 0,041*²)*(w^0,8_т / d^0,2_в ),

?_мт = (1630 + 21*- 0,041²)*(w^0,8_мт / d^0,2_э );

?_т = (1630+21·21,5 - 0,041·21,5²)(0,678^0,8 / 0,014^0,2)=3549,6 Вт/(м²·К);

?_мт=(1630+21·36,19 - 0,041·36,19²)(1,39^0,8/0,0214^0,2)=4608,4 Вт/(м²·К)

Коэффициент теплопередачи, Вт/(м²·К):

k = ?(1/?_мт + ?/?_м + 1/?_т)^-1,

где ? - коэффициент, учитывающий снижение коэффициента теплопередачи из-за наличия накипи и загрязнения поверхности трубок, принимается ? = 0,8;

? - толщина стенки трубки, м;

? = 0,5(d_н - d_в);

? =0,5(0,016-0,014)=0,001 м

?_м - теплопроводность материала стенок трубок, для латуни принимается ?_м = 105 Вт/(м·К).

Средний температурный напор, °C:

где ?t_б , ?t_м -большая и меньшая крайние разности температур между теплоносителями при противоточной схеме их движения, °С.

Площадь поверхности нагрева подогревателя, м²:

Число секций подогревателя, шт:

5.2 Расчет разделительного теплообменника

Для принятой скорости воды в межтрубном пространстве w_мт =0,54 м/с оценим площадь проходного сечения межтрубного пространства, м²:

;

V_мт=V_рт=0,00668 м³/с.

По полученному значению f_МТ=0,0123 м² выбираем типоразмер подогревателя 10-168*4000-Р. [методические указания «Система технического водоснабжения промышленного предприятия с теплонасосной установкой» Филатов В.В., Буянов А.Б. СП-б, ПГУПС,2008.]

Таблица 3. Основные параметры водоводяного секционного подогревателя 10-168*4000-Р

Внутренний диаметр корпуса DВ, мм	Число трубок nТ	Площадь поверхности нагрева FС, м2	Площадь проходного сечения, м2
			трубок fТ	межтрубного пространства, fМТ
158	37	6,9	0,0057	0,0122

Скорость воды в трубках и между трубками, м³/с:

V_т=V_гв=0,00668 м³/с;

.

Эквивалентный диаметр межтрубного пространства, мм:

.

Средняя температура воды в трубках и между трубками, °C:

_T=0,5(t^?_T +t^"_T);

_MT=0,5(t^?_MT +t^"_MT);

t^?_T =t_пт =38 °C;

t^"_T =t_гв=55 °C;

t^?_MT =t_о=60°C;

t^"_MT=t_рт=44°C;

_T=0,5(38+55)=46,5 °C;

_MT =0,5(60+43)=51,5 °C.

Коэффициенты теплоотдачи на поверхностях стенок в трубном и межтрубном пространстве, Вт/(м²·К):

Коэффициент теплопередачи, Вт/(м²·К):

,

где ? - коэффициент, учитывающий снижение коэффициента теплопередачи из-за наличия накипи и загрязнения поверхности трубок, принимается ? = 0,8;

? - толщина стенки трубки, ? = 0,5(d_И - d_В);

?_М - теплопроводность материала стенок трубок, для латуни принимается ?_М = 105 Вт/(м·К).

Средний температурный напор, °C:

где ?t_б , ?t_м -большая и меньшая крайние разности температур между теплоносителями при противоточной схеме их движения, °С.

?t_б =44-38=6 °C;

?t_м=60-55=5 °C;

Площадь поверхности нагрева подогревателя, м²:

Число секций подогревателя, шт.:



.

6. Расчет и подбор градирен

Задачей расчета является определение площади фронтального сечения вентиляторной градирни, выбор ее конструкции и количества секций, расчет количества градирен.

Параметры для расчета:

1.Город, для которого проектируется система водоснабжения - Саратов.

2.Температура охлажденной оборотной воды t_ОХ=20 °С.

3.Температура тепловой оборотной воды t_НП=40 °С.

4.Расход оборотной воды на градирни V_Г=0,0433 м³/с.

Таблица 4. Параметры атмосферного воздуха

Город	Температура в самый жаркий месяц, °С	Относительная влажность в самый жаркий месяц, ?ж ,%	Продолжительность отопительного периода ?3, сут.
	среднемесячная tж	средняя максимальная tмакс
Рязань	22,1	25,7	41	198

Средняя температура воздуха для наиболее жарких суток в городе Рязань, °C:

t_р = t_ж+0,25t_макс ,

где t_ж -среднемесячная температура воздуха в самый жаркий месяц (t_ж = =18,8°C);

t_макс -средняя максимальная температура в самый жаркий месяц (t_макс = =23°C);

t_р =22,1+0,25·25,7=28,525 °С.

С помощью H-d-диаграммы влажного воздуха по температуре t_ж и относительной влажности ?_ж определим влагосодержание воздуха d_ж. Состояние воздуха для наиболее жарких суток находим по температуре t_р и полученному значению d_ж. Для этого состояния воздуха определим температуру смоченного термометра t_м , которая является теоретическим пределом охлаждения воды в градирне.

d_ж=7 г/кг;

t_м=16,4 °С.

Коэффициент эффективности градирни:

.

Для вентиляторных градирен ?г=0,75…0,85.

Удельная тепловая нагрузка на единицу площади фронтального сечения градирни, кВт/м2:

qF = gF c( tНП-tОХ ),

где g_F - удельная гидравлическая нагрузка, отнесенная к площади фронтального сечения градирни, для вентиляторных градирен в номинальном режиме работы g_F =1,5…2,8 кг /(м²с).

q_F =2·4,19·(40-20)=167,6 кВт/м².

Тепловой поток, отводимый от воды в градирне, кВт:

Q_Г =V_Г c?( t_НП-t_ОХ )

Q_Г =0,0433·4,19·1000·(40-20)=3628,54 кВт.

Необходимая суммарная площадь фронтального сечения градирни, м²:



По полученному значению ?F_ф выбираем вентиляторную градирню_.

Таблица 5. Характеристика вентиляторной градирни

Конструкция	Марка, Кол-во секций	Расположение вентилятора	Фронтальное Сечение FФ ,м2	Расход Воды GГ, кг/с	Высота, м
секционная	2	нижнее	16	44,4	6,8

Рассчитаем число градирен, шт.:

.

Удельная гидравлическая нагрузка выбранных градирен в расчетном режиме, кг/(м²·с):

Полученное значение сравним со значением удельной гидравлической нагрузки выбранной градирни в номинальном режиме:

7. Расчет диаметров трубопроводов и подбор насосов

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

7.1 Подбор группы насосов Н1

Исходные данные и параметры для расчета:

1.Объемный расход воды по участкам V_пк =0,02888м³/с=103,97 м³/ч.

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

3.Требуемый напор у потребителя Н_ТР=15..20 м вод.ст .- для систем низкотемпературного отопления и вентиляции.

4.Скорости воды: во всасывающем трубопроводе w_вс=1…1,5м/с, в нагнетательном w_наг=1,5…2,5 м/с.

Для каждого участка трубопровода оценим внутренний диаметр, м:

Полученные внутренние диаметры труб округляем до ближайшего стандартного размера.

Таблица 6. Характеристики стальных бесшовных труб (материал Ст.3 сп)

Условный проход dу , мм	Наружный диаметр dН , мм	Номинальный внутренний диаметр dВ , мм	Площадь сечения по внутреннему диаметру f, м2
150	159	150	0,0177
125	133	125	0,0122

По выбранному диаметру трубы уточним скорость воды, м/с:

Число Ренольдса:

где ? - кинематическая вязкость воды, м³/с.

Коэффициент сопротивления трения для турбулентного режима течения:

где К_Э-абсолютная эквивалентная шероховатость стенки трубопровода, м, (для стальных трубопроводов в условиях нормальной эксплуатации (с незначительной или умеренной коррозией) К_Э=(0,2…0,4)*10^-3 м).

Снижение напора на прямых участках, м вод.ст.:

вод. ст.,

вод. ст.

Напор, развиваемый насосом, м вод.ст.:

Н=(1,2…1,3)Н_ПР+Н_ТР;

Н=1,25·(1,75+4,53)+15=22,85 м. вод.ст.

подбираем центробежные насосы консольного типа К-65-50-160.[методические указания «система технического водоснабжения промышленного предприятия с теплонасосной установкой» Филатов В.В., Буянов А.Б. СП-б, ПГУПС, 2008.]

Таблица 7. Характеристика центробежного насоса консольного типа

Типоразмер	Подача V, м3/ч	Напор Н, м	КПД ?Н, %	Мощность электродвигателя NЭД, кВт	Габаритные размеры, мм
					в плане	высота
К-65-50-160	25	32	64	5,5	865х340	375

Для проверки возможности использования комплектного электродвигателя насоса рассчитаем потребную мощность электродвигателя, кВт:

где V_Н -объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме, м³/с;

?_Н - КПД насоса;

?_ЭД - КПД электродвигателя, равный 0,8…0,9;

К_ЗАП - коэффициент запаса, равный 1,1.

Объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме, м³/с:

где n_р - количество рабочих насосов (4-рабочий насос, 1-резервный).

Т.к. расхождение между рассчитанной мощностью электродвигателя насоса и номинальной мощностью составляет 30,9 %, то требуется замена электродвигателя.

7.2 Подбор группы насосов Н2

Исходные данные и параметры для расчета:

1.Объемный расход воды по участкам V_ОВ =0,072м³/с=260 м³/ч.

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

3.Требуемый напор у потребителя Н_ТР=25..35 м вод.ст.- для технологических потребителей охлажденной оборотной воды.

4.Скорости воды: во всасывающем трубопроводе w_вс=1…1,5м/с, в нагнетательном w_наг=1,5…2,5 м/с.

Оценим внутренний диаметр, м:

Полученные внутренние диаметры труб округляем до ближайших стандартных размеров.

Таблица 8. Характеристики стальных бесшовных труб (материал Ст.3 сп)

Условный проход dу , мм	Наружный диаметр dН , мм	Номинальный внутренний диаметр dВ , мм	Площадь сечения по внутреннему диаметру f, м2
250	273	259	0,0528
200	219	205	0,0329

По выбранным диаметрам труб уточним скорости воды, м/с:

.

Число Ренольдса:



где ? - кинематическая вязкость воды, м²/с.

Коэффициент сопротивления трения для турбулентного режима течения:

где К_Э-абсолютная эквивалентная шероховатость стенки трубопровода, м, (для стальных трубопроводов в условиях нормальной эксплуатации (с незна- чительной или умеренной коррозией) К_Э=(0,2…0,4)*10^-3 м).

Снижение напора на прямых участках, м вод.ст.:

вод. ст.,

вод. ст.

Напор, развиваемый насосом, м вод.ст.:

Н=(1,2…1,3)Н_ПР+Н_ТР

Н=1,25·(0,62+2,08)+16=23,4 м. вод.ст.

Таблица 9. Характеристика центробежных насосов консольного типа

Типоразмер	Подача V, м3/ч	Напор Н, м	КПД ?Н, %	Мощность электродвигателя NЭД, кВт	Габаритные размеры, мм
					в плане	высота
К-100-80-160	100	32	77	15	1245*458	485

Для проверки возможности использования комплектного электродвигателя насоса рассчитаем потребную мощность электродвигателя, кВт:

где V_Н - объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме, м³/с;

?_Н - КПД насоса;

?_ЭД - КПД электродвигателя, равный 0,8…0,9;

К_ЗАП - коэффициент запаса, равный 1,1.

Объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме, м³/с:

где n_р - количество рабочих насосов (3-рабочих насоса, 1-резервный насос).

Расхождение между рассчитанной мощностью электродвигателя насоса и номинальной мощностью составляет 14 %.

7.3 Подбор группы насосов Н3

Исходные данные и параметры для расчета:

1.Объемный расход воды по участкам V_ГВ=0,00668 м³/с=24,048 м³/ч.

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

3.Требуемый напор у потребителя Н_ТР=10..15 м вод.ст .- для систем горячего водоснабжения.

4.Скорости воды: во всасывающем трубопроводе w_вс=1…1,5м/с, в нагнетательном w_наг=1,5…2,5 м/с.

Оценим внутренние диаметры, м:

.

Полученные внутренние диаметры труб округлим до ближайших стандартных размеров.

Таблица 10. Характеристики стальных бесшовных труб (материал Ст.3 сп)

Условный проход dу , мм	Наружный диаметр dН , мм	Номинальный внутренний диаметр dВ , мм	Площадь сечения по внутреннему диаметру f, м2
100	108	100	0,00785
70	76	68	0,00367

По выбранным диаметрам труб уточним скорости воды, м/с:

.

Число Ренольдса:

где ? - кинематическая вязкость воды.

.

Коэффициент сопротивления трения для турбулентного режима течения:

где К_Э-абсолютная эквивалентная шероховатость стенки трубопровода, м, (для стальных трубопроводов в условиях нормальной эксплуатации (с незначительной или умеренной коррозией) К_Э=(0,2…0,4)*10^-3 м).

.

Снижение напора на прямых участках, м вод.ст.:

вод.ст.,

вод.ст.

Напор, развиваемый насосом, м вод.ст.:

Н=(1,2…1,3)Н_ПР+Н_ТР

H=1,25(0,621+4,3)+20=26,13 м вод.ст.

Таблица 11. Характеристика центробежного насоса консольного типа К-50-32-125

Подача V, м3/ч	Напор Н, м	КПД ?Н, %	Мощность электродвигателя NЭД, кВт	Габаритные размеры, мм
				в плане	высота
12,5	20	55	2.2	792*300	318

Для проверки возможности использования комплектного электродвигателя насоса рассчитаем потребную мощность электродвигателя, кВт:

где V_Н -объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме;

?_Н - КПД насоса;

?_ЭД - КПД электродвигателя, равный 0,8…0,9;

К_ЗАП - коэффициент запаса, равный 1,1.

Объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме:

где n_р - количество рабочих насосов (2-рабочий насос, 1-резервный насос).

Расхождение между рассчитанной мощностью электродвигателя насоса и номинальной мощностью составляет 18%. Требуется замена электродвигателя.

7.4 Подбор группы насосов Н4

Исходные данные и параметры для расчета:

1.Объемный расход воды по участкам V_Г =0,0433 м³/с=155,88 м³/ч.

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

3.Требуемый напор у потребителя Н_ТР=25..35 м вод.ст .- для технологических потребителей охлажденной оборотной воды .

4.Скорости воды: во всасывающем трубопроводе w_вс=1…1,5м/с, в нагнетательном w_наг=1,5…2,5 м/с.

Оценивается внутренний диаметр, м:



Полученные внутренние диаметры труб округлим до ближайших стандартных размеров.

Таблица 12. Характеристики стальных бесшовных труб (материал Ст.3 сп)

Условный проход dу , мм	Наружный диаметр dН , мм	Номинальный внутренний диаметр dВ , мм	Площадь сечения по внутреннему диаметру f, м2
200	219	205	0,0329
150	159	150	0,0177

По выбранным диаметрам труб уточним скорости воды, м/с:

Число Ренольдса:

где ? - кинематическая вязкость воды.

Коэффициент сопротивления трения для турбулентного режима течения:

где К_Э-абсолютная эквивалентная шероховатость стенки трубопровода, м, (для стальных трубопроводов в условиях нормальной эксплуатации (с незначительной или умеренной коррозией) К_Э=(0,2…0,4)*10^-3 м).

Снижение напора на прямых участках, м вод.ст.:

вод. ст.,

вод. ст.

Напор, развиваемый насосом, м вод.ст.:

Н=(1,2…1,3)Н_ПР+Н_ТР,

H=1,25(16,2+5,1)+15=41,6 м вод.ст.

Таблица 13. Характеристика центробежного насоса консольного типа К-100-80-160

Подача V, м3/ч	Напор Н, м	КПД ?Н, %	Мощность электродвигателя NЭД, кВт	Габаритные размеры, мм
				в плане	высота
100	32	77	15	1245*458	485

Для проверки возможности использования комплектного электродвигателя насоса рассчитывается потребная мощность электродвигателя, кВт:

где V_Н -объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме;

?_Н - КПД насоса;

?_ЭД - КПД электродвигателя, равный 0,8…0,9;

К_ЗАП - коэффициент запаса, равный 1,1.

Объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме, м³/с:

где n_р - количество рабочих насосов (2-рабочих насоса, 1-резервный насос).

Расхождение между рассчитанной мощностью электродвигателя насоса и номинальной мощностью составляет 6,7 %.

7.5 Подбор группы насосов Н5

Исходные данные и параметры для расчета:

1.Объемный расход воды по участкам V_БИ =0,0128 м³/с=46,08 м³/ч.

2.Расстояние до потребителей l, принимается l=60 м.

3.Требуемый напор у потребителя Н_ТР=20 м вод.ст.

4.Скорости воды: во всасывающем трубопроводе w_вс=1…1,5м/с, в нагнетательном w_наг=1,5…2,5 м/с.

Оценим внутренние диаметры, м:

.

Полученные внутренние диаметры труб округляем до ближайших стандартных размеров.

Таблица 14. Характеристики стальных бесшовных труб (материал Ст.3 сп)

Условный проход dу , мм	Наружный диаметр dН , мм	Номинальный внутренний диаметр dВ , мм	Площадь сечения по внутреннему диаметру f, м2
125	133	125	0,0122
80	89	80	0,00502

По выбранным диаметрам труб уточним скорости воды, м/с:

Число Ренольдса:

где ? - кинематическая вязкость воды.

.

Коэффициент сопротивления трения для турбулентного режима течения:

где К_Э-абсолютная эквивалентная шероховатость стенки трубопровода, м, (для стальных трубопроводов в условиях нормальной эксплуатации (с незна- чительной или умеренной коррозией) К_Э=(0,2…0,4)*10^-3 м).

.

Снижение напора на прямых участках, м вод.ст.:

вод. ст.,

вод. ст.

Напор, развиваемый насосом, м вод.ст.:

Н=(1,2…1,3)Н_ПР+Н_ТР

H=1,25(0,683+6,6)+20=29,1 м вод.ст.

Таблица 15. Характеристика центробежного насоса консольного типа К-65-50-160

Подача V, м3/ч	Напор Н, м	КПД ?Н, %	Мощность электродвигателя NЭД, кВт	Габаритные размеры, мм
				в плане	высота
25	32	64	5,5	865*340	375

Для проверки возможности использования комплектного электродвигателя насоса рассчитаем потребную мощность электродвигателя, кВт:

где V_Н -объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме;

?_Н - КПД насоса;

?_ЭД - КПД электродвигателя, равный 0,8…0,9;

К_ЗАП - коэффициент запаса, равный 1,1.

Объемная подача рабочего насоса в расчетном режиме, м³/с:

где n_р - количество рабочих насосов (2-рабочих насоса, 1-резервный насос).

Расхождение между рассчитанной мощностью электродвигателя насоса и номинальной мощностью составляет 21 %. Требуется замена электродвигателя.

8. Разработка принципиальной схеме системы водоснабжения

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

Разрабатываются дополнительные меры, обеспечивающие безопасную, надежную и эффективную работу отдельных элементов и системы в целом, а также возможность проведения вспомогательных операций, согласно примерному перечню технических решений.

Таблица 16. Дополнительные технические решения, разрабатываемые на принципиальной схеме системы водоснабжения

Цель разработки	Техническое решение
Выполнение требований озонобезопасноти по предотвращению эмиссии фреона в атмосферу и воду питьевого качества	Применение агрегативных тепловых насосов полной заводской готовности, установка разделительного теплообменника
Повышение теплопроизводительности тепловых насосов	Использование теплоты масла тепловых насосов
Снижение затрат на нагрев воды	Установка предварительного теплообменника
Гибкость в работе	Устройство обводных линий с запорными вентилями
Повышение надежности	Предусматриваются: резерв оборудования, обратные клапаны, грязевики, фильтры, обратная подача оборотной воды в бак теплой воды
Пополнение потерь воды	Прокладка трубопроводов подпитки свежей водой к градирне и расширительному баку
Поддержание температуры воды в системе горячего водоснабжения в периоды минимального водоразбора	Устройство линии циркуляции с насосом
Облегчение запуска и предотвращение кавитации насоса промежуточного контура	Установка расширительного бака выше уровня установки насоса
Выпуск воздуха из системы	Предусматриваются воздушники на насосах и коллекторах воды

При построении схемы решаются следующие вопросы: сбор, хранение теплой оборотной воды, ее очистка и охлаждения, полная утилизация тепловой оборотной воды, размещение основного оборудования.

Применяется байпасная линия испарителя для обеспечения номинального расхода воды в системе.

9. Компоновка оборудования теплонасосной установки

В помещении машинного отделения располагаются теплообменники, гидравлические и тепловые насосы.

Определим строительную площадь машинного отделения, м²:

F_СТР=?k_i f_i ,

где f_i - площадь, занимая i-м элементом оборудования, м²;

k_i - коэффициент, учитывающий дополнительную площадь для обслуживания оборудования, устройства подсобных и бытовых помещений.

Значение коэффициента k_i принимается в зависимости от площади в плане единице оборудования:

4- при f_i<2м²;

3,5- при 2< f_i<4 м²;

3- при4< f_i<6 м²;

2,5- при 6< f_i<10 м²;

2- при f_i>10 м².

F_СТР=2,5·8,5·4+4·0,876+4·0,672+4·0,2941·5+4·0,5702·4+4·0,2376·3+4·0,57·3+4·0,2941·3=119,4 м².

Для машинного отделения предусматривается одноэтажное, отдельно стоящее здание или пристройку к производственному зданию. Высота основных помещений должна быть кратной 0,6 м, но не менее 4,8 м, чтобы можно было смонтировать грузоподъемные средства. Ширина поперечного пролета здания принимается кратной 3м (6, 12, 15 и т.д.), шаг колонн по длине здания - 6м.

В здании машинного отделения не допускается устройство подвальных помещений для расположения теплообменных аппаратов, насосов и прокладки трубопроводов. В помещении главного щита автоматизации и пульта управления допускается устанавливать в стене, смежной с машинным залом, окно с остеклением площадью не более 3 м².

Оборудование размещают компактно по ходу движения оборотной и горячей воды, в соответствии с принципиальной схемой, группируя машины и аппараты по их функциональному назначению. При этом необходимо соблюдать правила техники безопасности и обеспечит удобство обслуживания, возможность проведения ремонтных работ и дальнейшего расширения машинного отделения.

10. Расчет показателей экономичности теплонасосной установки

Эксергетический КПД теплонасосной установки:

?_е=Э_В ?,

где Э_В - удельный расход электроэнергии в идеальном тепловом насосе,

?_е=0,08·5,5=0,44.

Годовой расход условного топлива на конденсационной электростанции, ту.т./год:

где ?₃ - продолжительность отопительного периода, сут.;

?_Л - продолжи- тельность летнего периода, сут.;

Q_н^р - удельная низшая теплота сгорания условного топлива, кДж/кг;

?_СТ - КПД электростанции;

?_ЛЭП - КПД линии электропередачи;

?- значение коэффициента трансформации, полученное в результате расчета термодинамического цикла теплового насоса.

Годовой расход условного топлива в котельной установке, которую замещает ТНУ, ту.т./год:

где ?_к - КПД нетто котельной установки, принимается ?_к=0,8.

Годовая экономия условного топлива, %:

Заключение

Спроектирована оборотная система технического водоснабжения промышленного предприятия с использованием теплоты оборотной воды в тепловых насосах для нужд низкотемпературного отопления, вентиляции и горячего водоснабжения.

Был произведен расчет режима работы теплонаносной установки и сделан выбор теплового насоса. Для улучшения энергетических показателей теплонасосной установки используются байпасная линия - при последовательной схеме включения испарителей тепловых насосов.

В качестве предварительного и разделительного теплообменников применяем водяные секционные подогреватели типоразмеров 12-219*4000-Р и 10-168*4000-Р.

В качестве водоохлаждающего устройства используем секционную градирню с 3 секциями с нижним расположением вентиляторов.

Трубопроводы являются связующим звеном в системе водоснабжения. В ходе проектирования определены диаметры и сделан выбор по сортаменту всех трубопроводов воды, как внутренних, так и внешних, соединяющих теплонасосную установку и градирни с потребителями, а также произведен подбор насосов Н1…Н5 и насосов байпасной линии.

Разработана принципиальная схема системы технического водоснабжения промышленного предприятия предназначена для того, чтобы дать полное представление о составе оборудования и его взаимном соединении. Сделана компоновка оборудования теплонасосной установки. Оборудование размещено компактно по ходу движения оборотной и горячей воды, в соответствии с принципиальной схемой, группируя машины и аппараты по их функциональному назначению. При этом соблюдены правила техники безопастности и обеспечения удобства обслуживания.

Годовая экономия топлива от применения тепловых насосов для утилизации теплоты оборотной воды составляет 57,5 %. Таким образом применение оборотной системы водоснабжения на промышленном предприятии является экономически выгодным решением и обеспечивает нормальную работу предприятия.

Список литературы

1. Технологические энергоносители предприятий: методические указания к выполнению курсового проекта «Система технического водоснабжения промышленного предприятия с теплонасосной установкой»; сост. Филатов В.В., Буянов А.Б.-СПб., ПГУПС, 2008.-39с.

2. Оборудование нетрадиционной и малой энергетики: справочник-каталог. - М.: АО НВИЭ, 2000.-168с.