2610
.pdfрез элеватор, подсасывает охлаждённую воду из обратной трубы местной системы отопления и подаёт смешанную воду нужной температуры в местную отопительную систему.
При этом элеватор работает с определённым коэффициентом смещения U – отношение расхода подмешиваемой воды G2 к расходу горячей воды G1 , поступающей из подающей трубы тепловой сети:
. |
(1) |
Величину коэффициента смещения можно также определить по температурам горячей t1 , обратной t2 и смешанной t3 воды:
. |
(2) |
Горячая вода из тепловой сети поступает в трубопровод 1, на котором установлены: задвижки 2 и 9 для подключения ввода к тепловой сети, задвижки 5 и 8 для отключения местной системы отопления от оборудования ввода, грязевик 3 на падающей трубе, грязевик 11 на обратной трубе, элеватор 4 для смешивания горячей воды с обратной, регулятор расхода 6, термометры T1, T2, T3, манометры M1, M2, M3.
Давление в обратном трубопроводе местной системы отопления контролируется манометром M3. Перепад давлений в местной системе отопления контролируется по показаниям манометров M2, M3. Снимаются показания расходомеров 10 и 10″ за определённый период времени.
По измеренным температурам t1, t2, t3 определяется коэффициент смещения элеватора по формуле (2). По показаниям расходомеров определяем расход воды, циркулирующей в системе отопления. По значениям G1, G2 определяется коэффициент смещения элеватора по формуле (1). Сопоставление значений величины коэффициента смещения, вычисленных по формулам (1) и (2), должно дать близкую сходимость.
Пользуясь величиной полученного коэффициента смещения, можно проверить основные размеры элеватора. Диаметр горловины элеватора определяется по уравнению
. (3)
Диаметр сопла элеватора равен
. (4)
71
Разность давлений в тепловой сети перед элеватором, опреде-
ляющая его нормальную работу, вычисляется по уравнению |
|
, |
(5) |
где u – коэффициент смещения, полученный при проведении лабораторной работы; P – сопротивление местной системы отопления, по данным разности показаний манометров M2, M3, м.вод.ст; G3 – расход воды, циркулирующей в системе отопления, т/ч.
Рис. 1. Схема индивидуального теплового пункта
Рис. 2. Схема водоструйного элеватора:
d – диаметр камеры смешения; d1 – диаметр патрубка подсоса; D и D1 – наружные диаметры присоединительных фланцев входного и выходного соответственно; D2 – наружный диаметр патрубка подсоса; – расстояние от входного фланца до центра патрубка подсоса; L – общая длина элеватора, мм
КПД элеватора
. |
(6) |
При проектировании основной расчётной характеристикой для подбора элеватора является коэффициент смешения U:
72
.
Номер элеватора выбирается в зависимости от диаметра камеры смешения (горловины) d, мм:
, (7)
где |
– тепловая мощность системы отопления, кВт; |
– суммарная потеря давления по длине расчётного
циркуляционного кольца, кПа; следует принять по таб-
лице.
По найденному диаметру камеры смешения в таблице выбирается номер элеватора и указываются его размеры [8] .
Диаметр сопла элеватора d, мм, определяется по формуле
. |
(8) |
– располагаемая разность давлений воды в теплосети на вводе в здание, кПа.
Основные размеры элеватора чугунного типа ВТИ теплосети Мосэнерго
элеватораНомер |
камерыДиаметрсмещенияd, мм |
длинаОбщаяL, мм |
Расстояниеот входного дофланцацентра патподсосарубкаl, мм |
патрубкаДиаметрподсосаd |
Наружные диаметры присое- |
||
ВходногоD |
ВыходногоD |
подсосаПатрубка D |
|||||
|
|
|
|
|
динительных фланцев, мм |
||
|
|
|
|
. мм |
|
1 |
|
|
|
|
|
, |
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
15 |
425 |
90 |
51 |
145 |
160 |
160 |
2 |
20 |
425 |
90 |
51 |
145 |
160 |
160 |
3 |
25 |
625 |
135 |
70 |
160 |
195 |
195 |
4 |
30 |
625 |
135 |
70 |
160 |
195 |
195 |
5 |
35 |
625 |
135 |
70 |
160 |
195 |
195 |
6 |
47 |
720 |
180 |
100 |
195 |
215 |
215 |
7 |
59 |
720 |
180 |
100 |
195 |
215 |
215 |
Порядок выполнения работы
73
1.Ознакомитьсясоборудованиеминдивидуальноготепловогопункта.
2.Снять показания манометров и термометров.
3.Вычислить коэффициент смещения элеватора.
4.Вычислить основные размеры элеватора.
5.Вычислить необходимый напор перед элеватором.
6.Определить КПД элеватора.
Контрольные вопросы
1.Перечислить основные узлы теплового пункта.
2.Назначение тепловых пунктов в системе теплоснабжения.
3.Принцип работы водоструйного элеватора (достоинства, недос-
татки).
4.Порядок определения коэффициента смешения водоструйного элеватора.
Рекомендуемый список литературы
1.СНиП II-3-79*. Строительная теплотехника/ Минстрой России. – M.: ГП ЦПП, 1995. – 29 с.
2.СниП 2.04.05-91* Отопление, вентиляция и кондиционирование/ Минстрой России. – M.: ГП ЦПП, 1994. – 66 с.
3.СниП 2.08.01-89. Жилые здания/ Госстрой СССР. –М.: ЦИТП Госстроя
СССР, 1989. – 16 с.
4.ГОСТ 21.602-79. Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха. Рабочие чертежи/ Госстрой СССР.– М.: Изд-во стандартов, 1980. – 16 с.
5.ВСН 45-86. Культурно-зрелищные учреждения. Нормы проектирования/ Госгражданстрой . – М.: Стройиздат, 1988. – 85 с.
6.ВСН 54-87. Предприятия розничной торговли. Нормы проектирования / Госгражданстрой. – М.: Прейскурантиздат, 1988. – 56 с.
7.ВСН 51-86. Профессионально-технические, средние специальные и высшие учебные заведения. Нормы проектирования / Госгражданстрой. – М.: Стройиздат, 1988.– 48 с.
8.ВСН 50-86. Общеобразовательные школы и школы интернаты. Нормы проектирования / Госгражданстрой.– М.: Прейскурантиздат, 1988. – 48 с.
9.Богословский, В.Н., Отопление: учеб. для вузов / В.Н. Богословский, А.Н. Сканави. – М.: Стройиздат, 1991. – 735 с.
10.Внутренние санитарно-технические устройства. Ч. 1: Отопление /В.Н. Богословский, Б.А. Крупнов, А.Н. Сканави и др.; под ред. И.Г. Староверова и Ю.И. Шиллера. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1990. – 344 с.
Лабораторная работа №2
74
ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛОВОГО БАЛАНСА КОГЕНЕРАЦИОННОЙ УСТАНОВКИ НА БАЗЕ ДИЗЕЛЯ А-41
В настоящее время производственный потенциал энергетики России составляет более 700 электростанций общей мощностью свыше 215 млн. кВт [1]. Огромный энергокомплекс требует, с одной стороны, больших средств для поддержания его в состоянии высокой работоспособности, а с другой, нуждается в хорошей организации потребления энергии, обеспечивающей возможность работы крупных электростанций с высоким КПД. Для повышения экономичности и надежности энергоснабжения, наряду с совершенствованием и модернизацией существующих крупных систем (заменой физически и морально устаревшего технологического оборудования на ТЭЦ и в котельных, ремонтов теплопроводов с заменой теплоизоляции и др.), необходимо широкое развитие рациональных постоянно действующих и резервных автономных источников малой энергетики – миниТЭЦ.
Главное достоинство мини-ТЭЦ – комбинированное производство электроэнергии и теплоты при отсутствии магистральных теплопроводов. Это дает большую экономию топлива не только относительно раздельной выработки электроэнергии и теплоты (в системе конденсационная электростанция + районная котельная), но и по сравнению с паротурбинными ТЭЦ большой мощности, где наличие магистральных тепловых сетей приводит к значительным потерям теплоты, химочищенной воды и расходу электроэнергии на перекачку теплоносителей. Транспортные потери тепла минимальны из-за малых расстояний до объекта потребления, что весьма конкурентно способно по сравнению с длинными тепловыми сетями центрального теплоснабжения, теплоизоляция которых оставляет желать лучшего, а данные потери включаются в себестоимость продаваемого тепла.
Вместе с тем в настоящее время в большинстве крупных городов и их пригородах все крупные энергоисточники (электро- и теплоснабжения) в качестве основного вида топлива используют природный газ и жидкое топливо, что позволило реально свести к минимуму нарушения экологии при доставке, хранении и использовании топлива, а также уменьшить транспортные расходы.
Существенным аргументом в пользу развития автономных энергосистем является возможность рационального и экономически эф-
75
фективного использования природных ресурсов за счет монтажа локальных теплоэлектростанций (ТЭС) вблизи топливных источников.
Таким образом, создание малых автономных энергоисточников конкурентоспособных с крупными энергоисточниками централизованной системы энергоснабжения вполне реально при условии их работы на газообразном или жидком топливе (это характерно и для большинства городов), при комбинированном производстве электрической и тепловой энергии, при их высокой топливной экономичности независимо от агрегатной мощности первичного двигателя на основе глубокой утилизации отбросной теплоты и минимизации транспортных расходов на доставку топлива и энергоносителя к потребителю.
Как показывают исследования, такими энергоисточниками при длительном их годовом использовании являются комбинированные малые теплоэлектроцентрали (мини-ТЭЦ) на основе дизельных, газодизельных и газовых двигателей, а при агрегатной мощности более 15-25 МВт и относительно большей потребности в теплоте – на основе газотурбинных установок [2].
Важной также является возможность создания мобильных (передвижных) автономных энергоисточников в виде дизель-электри- ческих (ДЭУ) и газотурбинных (ГТУ) установок для выполнения ава- рийно-восстановительных или временных строительных работ.
Если учесть, что в состав поршневых генераторов входят двигатели с относительно ограниченным моторесурсом, а также то, что около 60% теплоты, получаемой в цилиндрах этих двигателей, безвозвратно теряется в окружающую среду, то становится очевидным, что проблемы дальнейшего повышения экономичности поршневых установок, расширение областей их использования и увеличения количества вырабатываемой ими энергии за тот же ограниченный моторесурс являются особенно актуальными [4]. Один из наиболее перспективных путей решения указанных проблем – внешняя утилизация теплоты двигатель-генераторов.
Энергетические предпосылки проводимых работ следующие. Как известно, ДВС имеют коэффициент полезно используемого тепла топлива порядка 30–40 %, а все остальное тепло отводится в атмосферу с отработавшими газами (ОГ) и расходуется на охлаждение двигателя.
Для оценки совершенства теплоиспользования сжигаемого топлива и резервов повышения эффективности работы поршневых двига-
76
.
телей удобно пользоваться внешним тепловым балансом. Уравнение внешнего теплового баланса ДВС в общем виде
В табл. 1 приведены значения составляющих внешнего теплового баланса ДВС различных типов [3,5].
Таблица 1
Значения составляющих внешнего теплового баланса двигателей различных типов, %
|
|
Потери с отрабо- |
Потери на охла- |
|
|||
|
Эффек- |
шими газами |
ждение |
|
Неуч- |
||
|
Тепло- |
Непол- |
В ох- |
В сма- |
|||
Тип двигателя |
тивный |
нота |
тенные |
||||
КПД |
содер- |
сгора- |
лаж- |
зоч- |
потери |
||
|
|
жание |
дающую |
ное |
|
||
|
|
ОГ |
ния |
среду |
масло |
|
|
|
|
топлива |
|
||||
|
|
|
|
г/м |
|
||
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
Карбюраторные |
22-29 |
30-35 |
0-45 |
20-35 |
3-8 |
3-8 |
|
поршневые |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||
Дизели без наддува |
29-42 |
25-40 |
0-5 |
20-35 |
2-4 |
2-7 |
|
Комбинированные дизели |
|
|
|
|
|
|
|
с наддувом: |
|
|
|
|
|
|
|
- умеренным |
35-45 |
25-45 |
0-5 |
10-25 |
3-7 |
2-7 |
|
- высоким |
40-48 |
20-40 |
0-7 |
10-18 |
4-8 |
2-5 |
|
Газовые двигатели |
25-35 |
25-30 |
5-10 |
20-25 |
|
|
Как видно из табл. 1, тепловая мощность тепла выхлопных газов и охлаждающей жидкости двигателя соизмеримы с эффективной мощностью ДВС. Ее утилизация, а также утилизация тепла, отводящегося с маслом и наддувочным воздухом, позволит довести коэффициент полезного используемого тепла, вводимого с топливом, до 80– 85%.
Термодинамический анализ цикла двигателей внутреннего сгорания показывает, что на совершение эффективной работы расходуется только часть теплоты, образующейся при сгорании топлива.
Для определения характера теплоиспользования и путей его улучшения, а также получения данных, необходимых при расчете системы охлаждения, следует установить, как расходуется введенная в двигатель теплота. С этой целью при исследовании двигателя опре-
77
деляют отдельные составляющие теплового баланса в зависимости от различных параметров, характеризующих условия эксплуатации (нагрузка, частота вращения вала двигателя, состав смеси и т.п.).
Цель работы: экспериментальное определение статей теплового баланса дизеля, закономерности их перераспределения при изменении частоты вращения коленчатого вала или нагрузки.
Техническое обеспечение: стенд для испытаний двигателей с комплектом необходимого оборудованияи измерительной аппаратуры.
Общие указания
Уравнение теплового баланса двигатели имеет вид:
, |
(1) |
где – общее количество теплоты, введенной в двигатель с топли-
вом на заданном режиме, кВт; – теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя; – теплота, отданная охлаждающей среде;
– теплота топлива, теряемая из-за химической неполноты сгорания; – теплота, уносимая отработавшими газами; – теплота, от-
даваемая маслу; – остаточный член, определяющий потери, не учтённые приведенными выше членами уравнения теплового баланса.
Статьи теплового баланса, определяемые в процентах от всего количества введенной теплоты:
. (2)
Очевидно, что:
. |
(3) |
Общее количество теплоты, введенное в двигатель при сгорании топлива, определяется по выражению
, |
(4) |
где 42,5 МДж/кг – низшая теплотворная способность дизельно-
го топлива; Gт – часовой расход топлива, кг/ч,
78
, |
(5) |
здесь – опытный навесок топлива, г; – время расхода опытного |
навеска топлива, с.
Теплота, эквивалентная эффективной работе, определятся по вы-
ражению |
|
, |
(6) |
где Nе – эффективная мощность, кВ, |
|
, |
(7) |
здесь Р – усилие на тормозе, кг; n – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.
Теплоту, передаваемую охлаждающий среде через стенки цилиндров, головку блока, поршень и поршневые кольца, при водяном охлаждении определяют по уравнению
(8)
где – плотность воды, кг/м3; – удельная теплоемкость воды,
кДж/кг С; |
– температуры воды на входе в двигатель и выходе из |
|
него, кг С; Wв – расход воды в системе охлаждения двигателя, м3/с, |
||
|
, |
(9) |
здесь – время расхода 100 л води, с.
Теплота, уносимая отработавшими газами, определяется по уравнению
|
(10) |
где , – количество воздуха и продуктов сгорания, кмоль; |
, |
тср1 – мольные изобарные теплоемкости воздуха и продуктов сгорания, кДж/кг С; – температура воздуха и отработавшихгазов, С.
Количество воздуха находим по формуле
, (11)
где – коэффициент избытка воздуха, определяемый по выражению
. |
(12) |
Часовой расход воздуха (кг/ч) определяется по формуле
79
, |
(13) |
где – температура воздуха на впуске, К; – время расхода 1 м3 воздуха, с.
В формулах (11), (12) = 0,495 кмоль/кг и = 14,36 г/кг теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг дизельного топлива.
Количество продуктов сгорания
|
|
|
|
. |
(14) |
|
Теплоёмкости находятся по эмпирическим формулам: |
|
|||
|
|
|
, кДж/(кмоль С); |
(15) |
|
|
|
|
, кДж/(кмоль С); |
(16) |
|
|
|
|
, кДж/(кмоль С), |
(17) |
|
где |
– теплоемкость продуктов сгорания смеси отработав- |
||||
ших газов стехиометрического состава; |
– |
теплоемкость избы- |
|||
точного воздуха [подсчитывается по формуле(15) для t2]. |
|
||||
|
Величину теплоты, отдаваемой маслу, подсчитывают по формуле |
||||
|
|
|
, |
|
(18) |
где |
– плотность масла, кг/м3; – теплоёмкость, кДж/кг С; |
– |
|||
расход масла, м3/с; |
– перепад температуры в масляном радиато- |
||||
ре, С. |
|
|
|
|
|
|
Ввиду малости |
в настоящей работе может не определяться. |
|||
|
Для дизелей |
величину Qн.с |
отдельно не подсчитывают и |
||
включают в остаточный член теплового баланса |
, который опре- |
||||
деляют по формуле |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
. |
(19) |
Далее по формулам (2) статьи теплового баланса определяют в процентах.
Порядок проведения исследований
80