2.4.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, температуры и давления рабочего агрегата ниже расчетных. Для испарителей тепловых насосов в общем случае наиболее предпочтительной является параллельная схема включения по охлаждаемой воде. При этом обеспечиваются максимальные температуры и давления рабочего агрегата во всех испарителях.

Возможность оптимального соединения ограничена необходимостью обеспечения требуемых по техническим характеристикам тепловых насосов номинальных расходов воды через испаритель V_ин и конденсатора V_кн. Допустимое снижение расхода составляет 70 % от номинального значения, поскольку при меньших расходах значительно падает коэффициент теплопередачи в испарителе и конденсаторе. Превышение номинального расхода более чем на 5 % недопустимо, так как в этом случае возрастают энергозатраты на прокачку воды. Для оптимального соединения испарителей и конденсаторов тепловых насосов необходимо выполнение условий:

V_нп = (0,7 … 1,05) NV_ин

V_пк = (0,7 … 1,05) V_кн.

На практике возможно несоответствие значений V_нп и V_ин, V_пк и V_кн. Тогда при V_пк< 0,7 V_кн и V_пк > 1,05 V_кн используется байпасная линия. При этом в первом случае разделение потока осуществляется после выхода из конденсатора последнего теплового насоса походу нагреваемой воды, а во втором – перед входом в конденсатор первого теплового насоса.

При 1,05 V_ин < V_нп < 0,7 N V_ин рекомендуется соединять испарители в S последовательных ступеней по 2 … 3 параллельно включенных испарителя в каждой ступени и тогда

V_нп = (0,7 … 1,05)N(V_ин/S)

Если V_нп = (0,7 … 1,05) V_ин используется последовательное включение испарителей при противоточной схеме движения охлаждаемой воды через испарители и нагреваемой воды через конденсаторы тепловых насосов. По сравнению с прямоточной схемой в этом случае обеспечиваются несколько лучшие /на 3 … 5%/ энергетические показатели теплонасосной установки, более равномерная нагрузка на отдельные тепловые насосы.

При V_нп < 0,7 V_ин предусматривается байпасная линия, и разделение потока воды осуществляется после выхода из испарителя последнего теплового насоса по ходу охлаждаемой воды.

Маслоохладители тепловых насосов соединяются параллельно и включаются в промежуточный контур нагреваемой воды перед конденсаторами с целью обеспечения наилучшего охлаждения масла.

Расчет температуры воды на входе и выходе из испарителей и конденсаторов тепловых насосов ведется следующим образом.

Выбирается нумерация тепловых насосов, например, в направлении движения охлаждаемой воды через испарители.

Температура охлаждаемой воды на входе в испаритель первого теплового насоса после предварительного теплообменника

t= t_нп - = 24^оС

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

t= t- 20^оС

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, т.е.

t= t, i=1,…,N-1.

Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой воды производится в соответствии с условием

t = t_ох = 20 ^оС

При параллельном соединении испарителей температуры воды на входе в каждый испаритель равны между собой. Также равны между собой температуры воды на выходе из каждого испарителя.

Для последовательно соединенных конденсаторов тепловых насосов, противоточной схемы движения воды через конденсаторы и испарители, а также ранее принятой нумерации тепловых насосов.

t= t_o = 60 ^оС, t= t

t= t-= 56,6^оС

Температура нагреваемой воды промежуточного контура на входе в маслоохладители тепловых насосов

t = t- = 50,2^оС

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,

t= = 50,2^оС

Средняя температура воды в конденсаторах и испарителях тепловых насосов

= 0,5(t+t) = 0,5(60 + 56,6) = 58,3 ^оС

= 0,5(t+t) = 0,5(24 + 20) = 22 ^оС

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

∆t_i = _к – _и = 58,3 – 22 = 36,3 ^оС

Максимальное значение этой разности температур соответствует тепловому насосу, который работает в наиболее тяжелых условиях.

5. 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 агрегат – фреон.

2. Схема теплового насоса.

3. Тепловая нагрузка конденсатора Q_к = 308 кВт.

4. Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе = 22^оC.

5. Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе = 58,3^оC.

6. Температура воды на входе в маслоохладитель t= 47,9 ^оС.

Температура кипения и конденсации фреона.

t_и = t₅ = t₆ = - ∆= 22 – 5 = 17^оС

t_к = t₃ = - ∆= 58,3 – 7 = 51,3^оС

где ∆, ∆- средние температурные напоры в испарителе и конденсаторе, принимаются: ∆= 3…5^оС, ∆= 5…7^оС.

Давление кипения р_и и давление конденсации р_к находят по известным температурам t_и и t_к с помощью диаграммы, а энтальпию h₆ – по давлению р_и и температуре t₆: Р_и = 0,42 МПа; Р_к= 1,26 МПа; h₆ = 408 кДж/кг

Степень повышения давления в компрессоре

ε = = 3

Температура пара на входе в компрессор

t₁ = t₆ + ∆t_пе = 17 + 30 = 47 ^оС

где ∆t_пе – перегрев пара в регенеративном теплообменнике, применяется ∆t_пе = 25…35 ^оС.

По давлению р_и и температуре t₁ при помощи диаграммы определяется энтальпия h₁ и удельный объем всасываемого фреона ν₁: h₁ = 438 кДж/кг; ν = 0,006 м³/кг.

Энтальпия жидкого фреона в точке 4 находится из уравнения теплового баланса для регенеративного теплообменника

h ₄ = h₃ + h₆ – h₁ = 444 + 408 – 438 = 414 кДж/кг.

Поскольку процесс дросселирования 4-5 является изоэнтальпийным, то

h₅= h₄= 414 кДж/кг.

Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре

кДж/кг

где η_i – внутренний КПД компрессора; h- энтальпия пара фреона в конце идеального изоэнтропийного процесса сжатия в компрессоре.

Внутренний КПД компрессора находится из зависимости, обобщающий опытные данные [4],

η_i = 0,5925 + 0,0079ε + 0,0045 ε² – 0,00084ε³ =

= 0,5925 + 0,0079 3 + 0,00453² – 0,0008 3³ = 0,68

Энтальпия пара фреона h₂ в конце процесса отвода теплоты впрыскиваемым маслом определяется из диаграммы при давлении р_к и температуре масла на выходе из компрессора t, которая составляет

t= t+ ∆t_м = 50,2 +25 = 75,2 ^оC

где t- температура масла на входе в компрессор, принимается t= t;

∆t_м – повышение температуры масла в компрессоре, принимается ∆t_м = 15…35 ^оC

Температура масла на выходе из компрессора составляет t=70…90 ^оС.

Удельный тепловой поток, отводимый рабочего агента в конденсаторе,

q_к = h₂ - h₃ = 467 – 444 = 23 кДж/кг.

Расход рабочего агента, циркулирующего в тепловом насосе,

G = = 13,4 м³/ч

Тепловой поток, отводимый маслом от рабочего агента /тепловая нагрузка маслоохладителя/,

Q_м = G (h- h₂) = 13,4 (467 – 458) / 3,6 = 33,5 кВт

Расход масла, подаваемого в компрессор,

V_м = 2,7 м³/ч

где с_м, ρ_м – удельная теплоемкость и плотность масла.

Для условий работы компрессора можно принять: С_м = 2,18 кДж/(кг К),

ρ_м = 830 кг/м³.

Относительный массовый расход масла

g_м = 0,19

С целью проверки правомерности принятого значения повышения температуры масла, полученное значение относительного массового расхода масла сравнивается с рекомендуемым значением относительного массового расхода [4]:

g_p= 0,09375 – 0,025ε + 0,0265ε² = 0,09375 – 0,025 3 + 0,026563²= 0,23

Расхождение составляет не более 20%, что допустимо.

Мощность электродвигателя для привода компрессора

N= G(h₂ – h₁)/ η_эм =13,4(467- 438)/0,9 = 431,8 кВт

где η_эм – электромеханический КПД, принимается η_эм = 0,9.

Действительная объемная производительность компрессора

V = G ν ₁ = 13,4 0,006 = 80,4 м³/ч

Теоретическая объемная производительность компрессора

V_т= V/λ = 80,4/0,917 = 87,6 м³/ч.

Коэффициент подачи определяется из зависимости

λ = 0,997 – 0,032ε + 0,002ε² – 0,000078ε³ =

= 0,997 – 0,032 3 + 0,0023² – 0,000078 3³ = 0,917

Удельный тепловой поток, подводимый к рабочему агенту в испарителе,

q_и = h₆ – h₅ = 6 кДж/кг

Тепловая нагрузка испарителя

Q_и = Gq_и = 13,4 6 = 80,4 кВт.

Тепловая нагрузка регенеративного теплообменника

Q_рто = G(h₃ – h₄) = 13,4 (444 - 414) = 402 кВт.

Для контроля расчета составляется энергетический баланс установки

Q_и + N η_эм = Q_к + Q_м = 80,4 + 431,8 0,9 = 308 + 124 = 469 кВт =

=432 кВт.

Невязка приходной и расходной частей баланса не должна превышать 8%, что допустимо.

Коэффициент трансформации

По полученным значениям теоретической объемной производительности и мощности электродвигателя выбираем тепловой насос НТ-500 (из приложения 1).

Тепловая нагрузка испарителя теплового насоса, полученная в результате расчета термодинамического цикла, отличается от вычисленной в П.2.3 не более чем на 10%, что допустимо.

Расход нагреваемой воды в промежуточном контуре уточнению не подлежит, так как возможные изменения тепловой нагрузки маслоохладителя незначительны по сравнению с тепловой нагрузкой конденсатора теплового насоса.

5. Тепловой расчет и подбор теплообменников

В качестве предварительного и разделительного теплообменников применяются водоводяные секционные подогреватели [5]. Подогреватели изготавливают 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 типа размера секции подогревателя, расчет количества секций Z.

Расчет предварительного теплообменника

Исходные данные для расчета.

1. Тепловая нагрузка теплообменника Q_пт = 579,8 кВт

2. Расход воды в трубном пространстве V_т = V_гв = 17,18 м³/ч

3. Расход воды в межтрубном пространстве V_мт = V_нп = 21,1 м³/ч

4. Температура воды в трубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t= 5 ^оС и t= 34 ^оС

5. Температура воды в межтрубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t= 38 ^оС и t= 24 ^оС

Расчет выполняется как для предварительного, так и для разделительного теплообменников в следующей последовательности.

Для принятой скорости воды в межтрубном пространстве оценивается площадь проходного сечения межтрубного пространства

f_мт = м²

По полученному значению f_мт выбирается типоразмер подогревателя 3-76*2000-Р /табл. II Приложения/, для которого выписываются основные параметры: число трубок n_т = 7, площадь поверхности нагрева секции F_с = 0,65 м², внутренний диаметр корпуса D_в = 69 мм, площадь проходного сечения трубок f_т = 0,00108 м² и межтрубного пространства f_мт = 0,00233 м². Эти размеры используются в дальнейших расчетах.

Скорость воды в трубках и между трубками

Эквивалентный диаметр межтрубного пространства

мм

Средняя температура воды в трубках и между трубками

_т = 0,5 (t + t) = 0,5 (5 + 34) = 19,5 ^оС

_мт = 0,5 (t+ t) = 0,5(38 + 24) = 31 ^оС

Коэффициент теплоотдачи на поверхностях стенок в трубном и межтрубном пространствах

α_т = (1630 + 21_т – 0,041)=(1630 + 21 19,5 – 0,041 19,5^-2)= 15670 Вт/(м²К)

α_мт = (1630 + 21_мт – 0,041)= (1630 + 21 31 – 0,041 31^-2) = 10802 Вт/(м²К)

В этих формулах α_т и α_мт измеряются в Вт/(м² К),w_т и w_мт – в м/с, d_в и d_э – в м, _т и _мт – в ^оС.

Коэффициент теплопередачи

К = β = 0,8= 163 Вт/(м²К)

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

δ – толщина стенки трубки, δ = 0,5(d_н – d_в); λ – коэффициент теплопроводности материала стенок трубок, для латуни принимается λ = 105 Вт/(м•К).

Средний температурный напор

∆= ^оС

где ∆t_б, ∆t_м – большая и меньшая крайние разности температур между теплоносителями при противоточной схеме их движения.

Площадь поверхности нагрева подогревателя

F = м²

Число секций подогревателя

Z =

Расчет разделительного теплообменника

Исходные данные для расчета.

1. Тепловая нагрузка теплообменника Q_рт = 420 кВт

2. Расход воды в трубном пространстве

V_т = 17,18 м³/ч

3. расход воды в межтрубном пространстве V_мт = 21,1 м³/ч

4. Температура воды в трубном пространстве на входе и выходе из теплообменника

t= 34 ^оС и t= 55 ^оС

5. Температура воды в межтрубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t= 60 ^оС и t= 42 ^оС.

Расчет выполняется как для предварительного, так и для разделительного теплообменников в следующей последовательности.

Для принятой скорости воды в межтрубном пространстве оценивается площадь сечения межтрубного пространства

f_мт = м²

По полученному значению f_мт выбирается типоразмер подогревателя 6-89х4000-Р /табл.II Приложении/, для которого выписываются основные параметры: число трубок n_т = 12, площадь поверхности нагрева секции F_с = 2,24 м², внутренний диаметр корпуса D_в = 82 мм, площадь проходного сечения трубок f_т = 0,00185 м² и межтрубного пространства f_мт = 0,00287 м².

Эти размеры используются в дальнейших расчетах.

Скорость воды в трубках и между трубками

W_т=

W_мт=

Эквивалентный диаметр межтрубного пространства

d_Э = мм

Средняя температура воды в трубках и между трубками

_т = 0,5(t+ t) = 0,5 (34 + 55) = 44,5 ^оС

_мт = 0,5 (t+ t) = 0,5 (60 + 42) = 51 ^оС

Коэффициент теплоотдачи на поверхностях стенок в трубном и межтрубном пространствах

α_т = (1630 + 21_т – 0,041)

=(1630 + 2144,5 – 0,04144,5^-2) 12855 Вт/(м²К)

α_мт = (1630 + 21_мт – 0,041 )

= (1630 + 21 51 – 0,041 51^-2) 2846 Вт/(м² К)

В этих формулах α_т и α_мт измеряются в Вт/(м² К),w_т и w_мт - в м/с, d_в и d_э – в м, _т и _мт – в ^оС.

Коэффициент теплоотдачи

К = β Вт/(м² •К)

где β – коэффициент, учитывающий снижение коэффициента теплопередачи из-за наличия накипи и загрязнения поверхности трубок, принимается β = 0,8; δ – толщина стенки трубки, δ = 0,5 (d_н-d_в); λ – коэффициент теплопроводности материала стенок трубок, для латуни принимается λ = 105 Вт/(м •К).

Средний температурный напор

∆= ^оС

где ∆t_б, ∆t_м – большая и меньшая крайние разности температур между теплоносителями при противоточной схеме их движения.

Площадь поверхности нагрева подогревателя

F = м²

Число секций подогревателя

Z =

5. Расчет и подбор градирен

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

Исходные данные для расчета.

1. Город, для которого проектируется система водоснабжения: Москва.

2. Температура охлажденной оборотной воды t_ох = 20 ^оС.

3. Температура теплой оборотной воды t_нп = 38 ^оС.

4. Расход оборотной воды на градирни V_г = 0,0496 м³/с.

Для подбора градирен необходимо вначале определить расчетные параметры атмосферного воздуха [6]. Средняя температура воздуха для наиболее жарких суток в данной местности

t_р = t_ж + 0,25 t_макс = 19,3 + 0,25 21,6 = 24,7 ^оС

где t_ж = 19,3 ^оС - среднемесячная температура воздуха в самый жаркий месяц;

t_макс = 21,6 ^оС - средняя максимальная температура в самый жаркий месяц.

Значения t_ж , t_макс, а также относительной влажности воздуха самого жаркого месяца φ_ж = 54%, берутся из табл. III Приложения. С помощью Н, d – диаграммы влажного воздуха по температуре t_ж и относительной влажности φ_ж определяется влагосодержание воздуха d_ж. состояние воздуха для наиболее жарких суток находится по температуре t_р и полученному значению d_ж. для этого состояния воздуха определяется температура мокрого термометра t_м = 15,8 ^оС, которая является теоретическим пределом охлаждения воды в градирне.

Коэффициент эффективности градирни

η_г =

Для вентиляторных градирен η_г = 0,75 … 0,85.

Удельная тепловая нагрузка на единицу площади фронтального сечения градирни

q_F= g_FС_р(t_нп – t_ох) = 2 4,19 (38 - 20)= 150,8 кВт/м²

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/(м²•с).

Тепловой поток, отводимый от воды в градирнях,

Q_г = V_г С_р (t_нп – t_ох) = 0,0496 10³(38 – 20) = 3741 кВт.

Необходимая суммарная площадь фронтального сечения градирен

ΣF_ф = м²

По полученному значению ΣF из табл. IVПриложения выбирается градирня: секционная, количество секций – 3, расположение вентилятора – нижнее, площадь фронтального сечения F_ф = 24 м², массовый расход воды G_г = 66,6 кг/с и рассчитывается число градирен

n_г =

Устанавливается пять градирен марки ГПВ – 320.

Удельная гидравлическая нагрузка выбранных градирен в расчетном режиме

g_F =

Полученное значение целесообразно сравнить со значением удельной гидравлической нагрузки выбранной градирни в номинальном режиме

g_FH =