Вибір джерела теплопостачання населеного пункту та розрахунок паропроводу

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

Харківська національна академія міського господарства

Курсова робота

Вибір джерела теплопостачання населеного пункту та розрахунок паропроводу

Харків

ВСТУП

Мета цієї курсової роботи - закріплення знань з курсу “ Енергетичні установки”, придбання досвіду у виборі джерела теплопостачання, розрахунку теплового навантаження і споживання теплоносія, визначенні основних параметрів пари і теплових мереж, проведенні теплового і гідравлічного розрахунків, оцінці питомої вартості теплоти; ознайомлення з нормативними даними, стандартами і нормами проектування.

паропровід теплоносій гідравлічний вартість

1. ЗМІСТ РОБОТИ

Курсову роботу виконують згідно з індивідуальним завданням і вона містить розрахунково-пояснювальну записку.

Зміст курсової роботи складається з таких основних етапів:

- визначення основних відсутніх параметрів теплоносія (пари);

- вибір і обґрунтування типу прокладки паропроводу;

- гідравлічний розрахунок паропроводу;

- тепловий розрахунок паропроводу;

- вибір джерела теплопостачання і типового проекту котельної;

- визначення річної витрати палива і оцінка питомої вартості відпущеного тепла.

2. ВИХІДНІ ДАНІ

Для виконання курсового проекту наведені такі вихідні дані:

теплоносій - водяна пара;

тиск пари на виході з теплової мережі Р=0,20 МПа;

ентальпія перегрітої пари i_n =2723кДж/кг;

мінімальна температура повітря t_n =-8 ^оС;

довжина паропроводу l = 1600м;

теплове навантаження Q=110 ГДж/год.

Варіанти вихідних даних наведені в табл. 1.

3. ВИЗНАЧЕННЯ ВІДСУТНІХ ДАНИХ

Згідно із залежностями термодинамічних властивостей води і пари [1, 5] в табл. 2 наведені основні параметри насиченої водяної пари (аргумент - тиск), виходячи з яких треба визначити такі відсутні дані: температуру насиченої пари (температуру кипіння-насичення) t_n , ^оС; ентальпію сухої насиченої пари i ”, кДж/кг.

Для розрахунків приймаємо: середню питому теплоємкість пари с_р= 2,0 кДж/(кг·К), ентальпію конденсату, що повертається джерелу теплопостачання _ i_k =293 кДж/кг.

В основу визначення відсутніх параметрів теплоносія покладено вихідні дані і зображення процесу пароутворення у робочій (Р - V) та тепловій (Т - S) діаграмах [1 - 4]. Аналітичні залежності між параметрами водяної пари занадто складні, щоб ними було зручно користуватись в інженерних розрахунках. Тому згідно з аналітичними та іншими теоретично-експериментальними залежностями, складені таблиці й діаграми для визначення параметрів стану води і водяної пари [1 - 5].

При цьому маємо на увазі, що загальний метод розрахунку по T - S і I - S _ діаграмам такий: по відомим параметрам наноситься початковий стан процесу, визначаються параметри пари в кінцевій точці і проводиться лінія термодинамічного процесу пароутворення при постійному тиску.

У завданні наведені тиск і ентальпія перегрітої пари на виході з паропроводу (на вході у ЦТП). Треба визначити:

величину перегріву пари.

Виходячи з того, що



Маємо

=(2723-2707)/2,0=8, °C

де і” _ ентальпія сухої насиченої пари при заданому тиску й температурі насичення, кДж/кг;

температуру перегрітої пари.

=120,23+8=128,23 °C

після визначення вихідних даних та параметрів пари, що були названі вище, стає можливим зображення процесу пароутворення у P-V i T-S _ діаграмах [

3.1 Споживачі тепла і визначення теплових навантажень

Основними споживачами тепла в системах теплопостачання є системи опалення, вентиляції, кондиціювання повітря, гарячого водопостачання, виробничо-технологічні процеси. Для цих споживачів потрібні теплоносії різної кількості й різної якості. Усі ці вимоги повинна задовольняти система теплопостачання.

При проектуванні систем теплопостачання одним з основних завдань є визначення розрахункових потреб споживачів у теплі [8 - 10].

Розрахунковими тепловими навантаженнями називаються максимальні теплові навантаження, на які розраховано системи.

Теплові навантаження визначають по їх окремих видах (на опалення Q_{o max} , вентиляцію Q_{в ma} , кондиціювання повітря Q _{конд max} , гаряче водопостачання Q _{г.в. max} та виробничо-технологічні процеси Q_{вир max} ) згідно з відповідними проектами. За відсутності проектів теплові навантаження визначають згідно із стандартами і нормами проектування [5 - 10] по укрупненим показникам, якими користуються при проектуванні теплових мереж, що передають гарячу воду з температурою ?200 °C, тиском ?2,5 МПа і парою з температурою ?440 °C, тиском ?6,2 МПа від джерела до абонентів [6,7].

Максимальні теплові потоки на виробничо-технологічні потреби і кількість конденсату, яка повертається, приймають згідно з проектами промислових підприємств [9]. При цьому враховується незбіжність максимальних теплових потоків на різні процеси з урахуванням їх галузевої приналежності і нерівномірності у структурі споживання. Для встановлення режиму роботи системи теплопостачання треба побудувати три основних графіки теплових навантажень: добовий, річний та зміни теплового навантаження щодо тривалості стояння зовнішніх температур (для районів, де головне навантаження _ сезонне) і щодо тривалості сезонного споживання [6].

Внаслідок невпорядкованого споживання тепла виникає пікове навантаження джерела теплопостачання, що призводить до значного збільшення витрат палива. Щоб уникнути цього, треба вирішити завдання оптимізації споживання теплоти різними споживачами. Рішення проводять методом нелінійного математичного програмування ( з урахуванням потужності окремих споживачів і обсягів споживання) на ПЕОМ [6]. Визначають оптимальний максимум споживання або навантаження джерела теплопостачання (максимум часового теплового навантаження Q_м.г , ГДж/год, наведений у завданні на курсову роботу).

Упорядкований графік постачання дозволяє зняти пікове навантаження, визначити теплове навантаження окремих споживачів та послідовність їх включення у загальний технологічно-виробничий процес [6 - 10].

3.2 Визначення споживання теплоносія

Виходячи з п. 3.3 у завданні на курсову роботу наведено максимальне теплове навантаження в годину Q _{max год}. Теплоносій _ водяна пара, що використовується споживачем. Виходячи з цього, визначимо сумарну розрахункову витрату пари в теплових мережах для забезпечення підприємств з різним добовим режимом роботи з урахуванням незбіжності максимальних витрат пари окремими підприємствами (споживачами).

Визначення максимальної витрати теплоносія (кг/с)

=278(110/(2723-293))=12,59 кг/с,

де Q_max _ максимальне теплове навантаження у годину, ГДж/год (із завдання); i ' _ ентальпія конденсату, що повертається джерелу теплопостачання, i'=і_к=293 кДж/кг.

У разі відсутності проектних добових графіків витрати пари дозволяється до добових втрат пари вводити знижуючий коефіцієнт =0,9.

Таким чином, максимальна витрата теплоносія (пари) буде:

=0,9*12,59 =11,33 кг/с.

3.3 Визначення річних витрат пари і тепла

Для опалювально-виробничих котельних (ОВК) України кількість годин використання у рік максимального годинного навантаження складає 4500 год (це вельми низьке значення у порівнянні з ОВК Західної Європи).

Виходячи з цього, річне теплове навантаження складатиме, ГДж

=4500*110=495000 ГДж/рік,

де _ максимальне теплове навантаження за годину, ГДж/год.

Максимальна кількість пари, спожита за рік, буде дорівнювати

=11,33*4500=50985 т/год

де _ максимальна витрата пари, т/год (кг/с).

4. ГІДРАВЛІЧНИЙ РОЗРАХУНОК ТЕПЛОВИХ МЕРЕЖ

4.1 Загальні відомості

Основним завданням гідравлічного розрахунку теплових мереж є визначення діаметрів теплопроводів і гідравлічних витрат тиску в них при вибраному діаметрі за даною витратою теплоносія. У результаті гідравлічного розрахунку теплових мереж в цілому можна розв'язати такі задачі: визначити наявний напір у кожній точці теплової мережі; вибрати схему приєднання споживачів до теплових мереж; визначити витрату труб та обсяг робіт на спорудженні теплових мереж; відрегулювати гідравлічний режим мережі для заданого розподілу тепла, що відпускається з джерела, між усіма споживачами мережі.

Для гідравлічного розрахунку теплових мереж у загальному вигляді треба мати їх схему з нанесенням усіх елементів арматури, компенсаторів, фасонних частин та зазначенням довжин всіх ділянок мережі і розрахункових витрат тепла по споживачах.

Під час руху теплоносія по трубопроводах виникають втрати тиску по довжині внаслідок тертя між частинками теплоносія і внутрішніми поверхнями труб, а також місцеві опори, що виникають у фасонних частинах трубопроводу.

Сумарні втрати тиску в теплопроводах визначають за виразом

, кгс/м²

де _ втрати тиску на подолання сил тертя або лінійні втрати тиску, що їх обчислюють за формулою

, кгс/м² (Н/м²)

тобто лінійні втрати тиску прямо пропорційні питомим втратам тиску на тертя R , кгс/м і фактичній довжині ділянки l_ф , м, на якій втрачається тиск.

Питомі втрати тиску на тертя визначають, виходячи з рівняння Бернуллі, яке встановлює взаємозв'язок між швидкістю і тиском в різних перерізах потоку рідини.

Рівняння Бернуллі для потоку ідеальної рідини має, зокрема, такий вигляд:

.

Сума всіх додатків рівняння Бернуллі (рівняння енергії), що мають в даному разі лінійну розмірність, м, називається повним напором, який складається з геометричного напору z , п'єзометричного напору (статичного) і швидкісного напору (динамічного) . Реальна рідина завжди в'язка, при її русі виникають сили тертя. Тому енергія рідини буде зменшуватись в напрямку руху. Якщо взяти два перерізи 1-1 та 2-2 (в напрямку руху рідини) трубопроводу, то енергія рідини в перерізі 1-1 буде завжди більше, ніж енергія тієї ж рідини в перерізі 2-2 на величину втрат напору на подолання опору в трубопроводі Н_1-2:

.

Втрати напору при русі рідини в трубопроводі складаються з двох складових: лінійних втрат H_л і місцевих H_м

.

Лінійні втрати Н_л обумовлюються силами тертя частинок одна об одну та об стінки трубопроводів. При рівномірному русі рідини в каналі

,

де _ коефіцієнт гідравлічного опору, який визначається за таблицями (безрозмірний);

_ довжина ділянки каналу, м;

_ еквівалентний діаметр, м;

w- швидкість руху рідини, м/с;

g - прискорення вільного падіння, м/с².

Еквівалентний діаметр круглих трубопроводів рівний їх діаметру, а довільної форми визначається за формулою

,

де _ площа, а _ периметр перерізу.

Місцеві втрати напору

,

де _ середня швидкість рідини в потоці після перешкоди, м/с;

_ безрозмірний коефіцієнт місцевого опору, що визначається дослідним шляхом залежно від виду місцевого опору (засувки, повороти і т.д.) наводиться в таблицях.

Наведеними вище рівняннями можна користуватися для визначення лінійних та місцевих втрат при русі рідини та газу в трубо- та повітроводах.

Для гідравлічного розрахунку трубопроводів замість величини зручніше користуватись еквівалентною довжиною трубопроводу l_е.

Еквівалентною довжиною l_е називається довжина прямолінійної ділянки трубопроводу того самого діаметра, лінійні опори якого дорівнюють даному місцевому опорові.

Сумарні втрати тиску Н_с () визначаються сумою лінійних опорів Н_л () і місцевих Н_м ():

, кгс/м² (Н/м²).

де l_зв _ зведена довжина трубопроводу, м.

Питомі втрати тиску на тертя визначають на підставі техніко-економічного аналізу (за наявним напором) або задаються на підставі дослідних даних.

4.2 Визначення діаметру паропроводу

Згідно із СНІП “Теплові мережі” [7] швидкість руху пари в паропроводі w_n=3080 м/с. Якщо умовний прохідний діаметр перевищує d_у200 мм, швидкість w_n=6080 м/с. Виходячи з цього, обираємо швидкість руху теплоносія (пари).

За допомогою номограми R_e=f (w_n , d_вн , d_з ,D_п.р.) (рис.6), де R_e _ питома втрата тиску на тертя, Па/м; w_{n _} швидкість руху пари, м/с; d_вн _ внутрішній діаметр; d_з _ зовнішній діаметр. За відомими швидкостями руху пари і витрати теплоносія знаходимо питомі втрати тиску на тертя, а з табл. 3 _ внутрішній і зовнішній діаметри паропроводу d_вн і d_з згідно із стандартами на труби. Уточнюємо фактичну питому втрату тиску на тертя відповідно фактичному d_вн при даній витраті тепла і швидкості руху пари.

Ключ до користування номограмою (рис. 6) наведений на рис. 7.

4.3 Розрахунок повних втрат тиску в паропроводі.

Як було показано вище, сумарні втрати тиску визначаються сумою лінійних опорів і місцевих :

.

Скористаємося поняттям зведеної довжини l_зв. Тоді

,

де R_ф _ фактичні питомі втрати тиску на тертя,

l_ф _ фактична довжина ділянки паропроводу,

l_зв _ її еквівалентна довжина.

Для інженерних розрахунків використовуємо формулу

=25*1600(1+0,9)/1019700=0,0745МПа

де у даному разі R_е _ фактичні питомі втрати тиску на тертя, Па/м;

l_ф _ довжина паропроводу, м (табл. 1);

_ коефіцієнт місцевих втрат тиску (табл. 4);

1019700 _ коефіцієнт, що враховує переведення розмірностей.



4.4 Визначення тиску пари на вході в паропровід.

Після того, як отримали повні втрати тиску, можна визначити тиск пари на вході у паропровід (виході з джерела теплопостачання) як

=0,2+0,745=0,2745 МПа

де Р_вих _ тиск пари на виході з паропроводу, що наведено в завданні на проектування (табл. 1).

5. ТЕПЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ПАРОПРОВОДУ

Основним завданням теплового розрахунку теплопроводів є вибір матеріалу теплової ізоляції теплопроводів, розрахунок її оптимальної товщини, виходячи з неперевищення припустимих питомих втрат тепла при транспортуванні теплоносія від джерела до споживача.

Для зниження теплопередачі потрібно збільшити термічний опір R=1/К , де К _ коефіцієнт теплопередачі, що визначається умовами конвективного теплообміну і тепловою провідністю розглядуваного елемента конструкції (зокрема у випадку плоскої стінки, де _ коефіцієнт теплопровідності, Вт/мК , _ товщина стінки, м ) [3, 4].

Таким чином, достатньо збільшити частковий термічний опір, наприклад, 1/; 1/; / (, _ коефіцієнт тепловіддачі, Вт/м²К ). У більшості випадків при проектуванні й виробництві різних теплових систем і огороджуючих конструкцій будівель це досягається шляхом нанесення на стінку шару теплової ізоляції [1, 4].

Теплова ізоляція _ допоміжне покриття, що знижує втрати тепла в навколишнє середовище. При цьому переслідуються дві основні мети (роздільно чи сумісно): економія палива (зниження витрат тепла при транспортуванні теплоносія) або створення можливості здійснення технологічних процесів і санітарних умов праці.

Підхід до вибору і розрахунку ізоляції може бути різним у кожному випадку.

При вирішенні першої задачі головне - економічні міркування, другої - вимоги технологій і санітарії.

У принципі, для ізоляції можливо застосування будь-яких матеріалів з низькою теплопровідністю. Але, за визначенням, теплоізоляційні матеріали це такі, що мають 0,2 Вт/м·К при температурі 50100 °C ( _ коефіцієнт теплопровідності, чисельно рівний кількості теплоти, що приходить через 1 м² поверхні при градієнті температур grad T= 1 К/м).

Багато ізоляційних матеріалів використовуються у їх природному стані (азбест, слюда, дерево, пробка, торф, пісок, земля і т. ін.). Однак більшість природних матеріалів, які утримуються шляхом спеціальної обробки, це різні суміші. Асортимент ізоляційних матеріалів різноманітний (шлакова вата, зоноліт, азбозуріт, кьювель, совеліт, базальтоволоконний матеріал і т. і.) залежно від вихідних матеріалів і технології їх переробки. Широке застосування знаходить альфольєва ізоляція, в якій головний елемент _ герметичні порожнини з повітрям для зменшення природної конвекції, а також алюмінієва фольга-екран для зниження тепловіддачі [3].

Коефіцієнт теплопровідності залежить від пористості матеріалів. Чим пористість вище, тим нижче коефіцієнт теплопровідності. У той же час збільшення пористості (зменшення густини ) матеріалу суттєво впливає на вагові характеристики ізоляції, які треба мати на увазі при виборі матеріалу ізоляції. Необхідно також враховувати механічні властивості матеріалу, їх здатність поглинати вологу і витримувати високу температуру. Якщо температура об'єкта, який ізолюється, висока, застосовують багатошарову ізоляцію.

Важливою складовою є ізоляція об'єктів у вологих приміщеннях і при низький температурі. З насиченням матеріалу вологою його теплопровідність суттєво зростає, чим нижче температура тим більше (0,2 ч 0,08 Вт/м·К ; 0,5 ч 0,7 Вт/м·К ; 2,5 Вт/м·К ). Таким чином, ізоляційні властивості різко погіршуються. Для запобігання цього явища використовують спеціальні конструктивні рішення.



5.1 Загальні положення теплопередачі через стінку

Розрахунок теплової ізоляції базується на загальних положеннях теплопередачі через стінку (плоску, циліндричну, одношарову, багатошарову і т. ін.) Одношарова плоска стінка.

У разі сталого температурного режиму питомий тепловий потік через плоску стінку може бути розрахований за формулою:

де коефіцієнт теплопередачі

і термічий опір , тобто

де , _ коефіцієнти теплопередачі по поверхнях стінки, _ коефіцієнт теплопровідності).

Багатошарова плоска стінка.

,

де К _ коефіцієнт теплопередачі.

У випадку n-шарів термічний опір стінки дорівнює

,

Залежно від того, які величини задані у виразі коефіцієнта теплопередачі К і теплового потоку q_с ,можна визначити або тепловий потік, або інтенсивність теплообміну, або ( при відомому q_с і товщині стінки) розрахувати термічний опір і, навпаки, підібрати ізоляцію, яка забезпечить припустимі втрати тепла (q_с) через одиницю поверхні плоскої стінки.

Одношарова циліндрична стінка.

Даний випадок має велике практичне значення тому, що циліндрична стінка - головний елемент теплових мереж.

Розглянемо циліндричну стінку з внутрішнім діаметром d₁ , зовнішнім d₂ і довжиною l.

_ температура рідини, коефіцієнт тепловіддачі і температура на внутрішній і зовнішній поверхнях.

Питомий тепловий потік через стінку трубопроводу дорівнює:

,

питомий коефіцієнт теплопередачі



питомий термічний опір теплопередачі

.

Багатошарова циліндрична стінка

Для сталого теплового стану, виходячи з п.5.2.3., питомий тепловий потік через багатошарову циліндричну стінку можна записати наступним чином:

Умови раціонального вибору матеріалу теплової ізоляції трубопроводу.

При збільшенні товщини теплової ізоляції теплові втрати зменшуються не пропорційно . Більше того, при невірному виборі матеріалу ізоляції питомі втрати можуть теж збільшитися.

Останнє пов'язано з тим, що в ізольованого трубопровода зовнішня поверхня зростає і умови тепловіддачі покращуються.

Як показали результати дослідів [3], матеріал ізоляції вибрано вірно, якщо

,

де d₂ _ зовнішній діаметр трубопроводу, _ коефіцієнт теплопровіддачі від зовнішньої стінки у навколишнє середовище.

Дійсно, якщо термічний опір трубопроводу без ізоляції

,

з шаром ізоляції

,

За рахунок складової (а) R_c зменшується, але за рахунок (б) _ збільшується (d_із>d₂). Для зниження теплових втрат потрібно, щоб > 0, а тобто (а) > (б). Це можливо за умови

,

,

звідки слідує, що

.

У протилежному разі питомі втрати тепла зростатимуть.

Найбільші втрати тепла мають місце при значенні , яке називають “критичним діаметром” теплової ізоляції.

5.2 Розрахунок товщини теплової ізоляції паропроводу

Як було показано вище, вибір товщини теплової ізоляції базується на визначенні теплового потоку крізь багатошарову циліндричну стінку від пари, що рухається всередині трубопроводу, до зовнішнього повітря.

Розрахункова формула має такий вигляд

=6,28*0,065*0,762=0,311

d_із=722 мм

де _ коефіцієнт теплопровідності матеріалу теплової ізоляції, Вт/м·К;

t_п _ температура пари (приймаємо умовно рівною температурі пари в точці перегріву), ^оС;

t_зовн _ температура зовнішнього середовища (наприклад повітря, якщо прокладення паропроводу здійснюється понад землею), ^оС;

q_c _ припустимі питомі втрати теплоти крізь теплову ізоляцію, Вт/м;

R_н _ термічний опір поверхні паропроводу на 1 м його довжини, м·К/Вт.

Матеріал теплової ізоляції вибирається з урахуванням температури пари з табл. 5, де також приведені значення коефіцієнта теплопровідності, Вт/м·К.Порожнисті мінераловатні ціліндри на фенольній зв^,язці.=0,065Вт/м·К

З табл. 6 вибираємо максимально припустимі втрати теплоти теплоізольованими паропроводами на 1 м, q_c=169 Вт/м.

Опір при теплопередачі від поверхні паропроводу в зовнішнє середовище визначаємо з табл. 7. R_н =0,038 м·К/Вт

Таким чином, на першому етапі проводимо розрахунок логарифму відношення ln(d_із/d_зовн), де d_із - діаметр теплоізоляції паропроводу; d_зовн- зовнішній діаметр трубопроводу (з гідравлічного розрахунку).

Визначення товщини теплової ізоляції паропроводу.

Товщина шару теплової ізоляції, мм:

=(529/2)*0,365=96,54 мм

де d_із/d_зовн _ відношення діаметра теплової ізоляції паропроводу до його діаметра.

Товщина шару теплової ізоляції не повинна перевершувати граничного допустимого значення для теплових мереж (для парових мереж при надземній прокладці воно дорівнює 200 мм). Якщо має місто перевершення граничного значення, потрібно здійснити ще один варіант теплового розрахунку.

У разі розрахунку декілька паропроводів результати зводять у таблицю:

№ п/п	dвн, мм	dу, мм	dзовн, мм	Рп, МПа	МПа	tп, оС	lп, м	, Вт/м·К
1	517	500	529	0,2745	0,0745	128,23	1600	0,065
2

6. ВИЗНАЧЕННЯ ВИТРАТИ ПАЛИВА ЗА РІК

Річні витрати умовного палива джерелом теплопостачання, т.у.п./ рік, можна визначити за формулою

=1,006*495000/29,3=16995,56 т.у.п./ рік,

де К_п _ коефіцієнт втрат палива, що дорівнює:

для рідкого і газоподібного палива _ К_п=1,006;

для твердого _ К_п=1,015;

Q_p _ річна видатність котельної, ГДж/рік, (визначається з розрахунку);

29,3 _ коефіцієнт переводу розмірностей.

7. ВИБІР ДЖЕРЕЛА ТЕПЛОПОСТАЧАННЯ

При виборі джерела теплопостачання треба враховувати існуюче положення в енергетиці України в цілому і питання забезпечення теплотою та електрикою виробничого і комунального секторів, зокрема.

Історично сталося, що основою енергетичної політики є централізоване теплопостачання (ТЕЦ, центральні й районні котельні).Разом з тим значне поширення мали (і мають тепер) опалювально-виробничі котельні (ОВК), особливо в місцевостях, наближених до промислових підприємств.

У цьому курсовому проекті також передбачено використання ОВК, обладнаної паровими котлами, що мають обслуговувати як виробничий, так і комунальний сектори. Тим паче, що в умовах подальшого розвитку тенденції децентралізації теплопостачання (внаслідок багатьох об'єктивних і суб'єктивних наслідків), використання ОВК знаходить все більше поширення.

Типовий проект опалювально-виробничої котельної вибирають залежно від річної видатності, яка повинна бути на 10 % більше розрахованої потреби в теплоті. Повинні також враховуватись параметри пари на виході з котельної.

У цілому нове покоління опалювальних котлів з точки зору енергозбереження наближаються до світового рівня. Їх виробництво засвоєно рядом заводів країни.

В Україні здійснюється так названа оптимальна децентралізація систем теплопостачання. Одним з її напрямків є використання модульних котельних установок, що розміщуються, зокрема на дахах будинків і вміщують у собі: нагрівальний модуль (котел), модуль гарячого водопостачання, насосний модуль, модуль водопідготовки, модуль управління і т. ін. Перевагою модульних котельних є їх повна автоматичність і автономність, що дозволяє експлуатувати їх без постійного обслуговуючого персоналу. Тепловидатність залежить від числа використовуваних модулів.

8. ВИЗНАЧЕННЯ ПИТОМОЇ ВАРТОСТІ ВИРОБЛЮВАНОЇ ТЕПЛОТИ

Питома вартість виробленої теплоти, грн/Дж

,

де _ сума витрат, грн/рік; Q_p _ річна видатність теплоти, ГДж/рік.

Річні експлуатаційні витрати становлять

С=С_ат+С_т+С_з+С_тр+С_ел+С_в+С_пр,

де С_ат _ витрати на амортизацію будівель і обладнання:

С_ат=,

(х0,14; К _ капітальні витрати; 0,14 _ коефіцієнт, що залежить від умов експлуатації котельної: палива, тиску пари;

=К х 0,036; 0,036 _ коефіцієнт витрат на автоматизацію обладнання і проведення монтажних робот);

С_т _ витрати на паливо;

С_з _ витрати на заробітну плату (С_з= П х Q_мт х 1350, де П _ норма кількості обслуговуючого персоналу ОВК; П =0,5 чол/ГДж вироблюваної теплоти; Q_мт _ видатність котельної в годину, ГДж/г);

С_тр _ витрати на поточний ремонт (С_тр=0,2 С_ам);

С_ел _ витрати на електроенергію (С_ел=Е_рік х а, де Е_рік _ річні витрати електроенергії, кВт/год; а _ вартість кВт/год Е_рік);

С_в _ витрати на водопровідну воду (С_в = х W, де _ питома вартість води, грн/м³; W _ об'єм води за рік, м³/рік );

С_пр _ витрати на інші втрати, грн/рік (С_пр=0,4 (С_ат+ С_п+С_з+С_в+С_ел)).

Розрахунок вважається закінченим, якщо отримана питома вартість відпущеного тепла перевищує дані типового проекту не більш ніж на 10 % (наприклад, наведених у табл. 9).

9. ДЕЯКІ ШЛЯХИ ПІДВИЩЕННЯ ТЕПЛОВОЇ ЕФЕКТИВНОСТІ КОТЕЛЬНИХ УСТАНОВОК

9.1 Вища і нижча теплота згоряння.

Як відомо, існують поняття вищої і нижчої теплоти згоряння палива: і , Вт/м³ або Вт/кг. Вони відрізняються один від одного тим, що перша враховує величину ентальпії водяної пари, яка утворюється у процесі згоряння. Тобто означає кількість тепла, що утворюється при опалюванні 1 м³ або 1 кг палива з припущенням, що всю кількість водяної пари, яка утворилася при цьому, буде повністю сконденсовано.

На рис. 7 показано, що з допомогою технології, яка використовує теплоту конденсації водяної пари, можна отримати ККД, близький до його максимального значення .

Для різних видів палива співвідношення і суттєво відрізняється (табл. 13). Значення вищої теплоти згоряння для природного газу і легкого рідкого палива перевищує значення нижчої теплоти згоряння відповідно на 11-16 %.

З цього випливає, що максимальний ефект від використання теплоти конденсації водяної пари може бути отриманий (табл. 13) при використанні природного газу. Але це зовсім не означає, що недоцільно проводити утилізацію відхідних газів котлів, працюючих на рідкому паливі. Менша економія більш вартісного рідкого палива у відповідних випадках може дати більший економічний ефект. Однак при утилізації продуктів згоряння рідкого палива виникають проблеми, пов'язані з наявністю в них оксидів сірки.

Тепловий баланс усіх паливоспалювальних теплоагрегатів в Україні, як і в усіх країнах СНД, визначається за нижчою теплотою згоряння . Для порівняння, у США тепловий баланс визначається за вищою теплотою згоряння, а у країнах Західної Європи як за вищою, так і нижчою. До недавнього часу використання для теплових розрахунків нижчої теплоти згоряння було виправданим, тому що ця методика є більш простою. Але на практиці ні в котельних, ні в пічних установках продукти згоряння ніколи не охолоджувались до такого значення температури, при якому мала б місце конденсація водяної пари і повне використання тепла, що при цьому утворюється.

Тільки в останні роки почалось впровадження установок глибокого охолодження продуктів згоряння палива (нижче точки роси). Таким чином забезпечується конденсація пари, що в них знаходиться, і корисне використання утвореного при цьому тепла для нагріву різних холодних середовищ.

У зв'язку з цим все більше розповсюдження знаходять конденсаційні котли і теплообмінники поверхневого типу, що забезпечують конденсацію водяної пари з вихідних газів при омиванні поверхні нагріву, температура стінки якої нижче точки роси. У цих умовах зведення теплового балансу за нижчою теплотою згоряння не є правомірним, оскільки ця методика не враховує зміну вологості газів і конденсацію водяної пари. Неправомірність подальшого використання “Нормативного методу” розрахунку, прийнятого ще двадцять років тому в колишньому Союзі, особливо видно при конденсації значної частки водяної пари з димових газів. Дійсно, в цьому випадку втрати тепла з вихідними газами становлять від'ємну величину, а ККД котельної установки у той же час перевищує 100 %.

Тому при складанні теплового балансу котельних установок, промислових печей, сушарок і т. ін. необхідно базуватись на вищій теплоті згоряння. Це дозволить більш повно і об'єктивно оцінювати рівень використання палива в різних установках, технічний рівень обладнання і в деякій мірі сприяти підвищенню цього рівня, а також вирішенню питань енергозбереження. Слід мати на увазі, що рівень ККД енергетичних і кращих опалювально-виробничих котельних при роботі на газі 92-94 % (в розрахунках за нижчою теплотою згоряння) в дійсності (при розрахунках по ) не перевищує 83-84 %. При цьому в сумарних втратах тепла (16-17 %) не менше 13-14 % складають втрати тепла з відхідними газами. Втрати можна суттєво знизити, якщо встановити конденсаційні теплоутилізатори. Потрібно не тільки охолоджувати відхідні гази, але й знижувати їх вологість. А це можливо лише в конденсаційних теплообмінниках або в конденсаційній частині конденсаційних котлів. Для більш ефективного процесу конденсації важливо перевести системи теплопостачання на низькотемпературний графік, виходячи з температури точки роси порядку 55 ^оС. Це рішення тим більш актуальне, що значну частку у паливному балансі муніципальних котельних багатьох областей України складає природний газ.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Маляренко В.А. Основи теплофізики будівель та енергозбереження: Підручник.- Харків: Вид-во «САГА», 2006. - 484с.

2. Маляренко В.А., Редько А.Ф., Чайка Ю.И. Техническая теплофизика ограждающих конструкций зданий и сооружений - Харьков: Рубикон, 2001. - 280с.

3. Маляренко В.А., Цвєтков В.В. Загальна теплотехніка. К.: НМКВО, 1993.

4. Ривкин С.А., Александров А.А. Термодинамические свойства воды и пара. _ М.: Энергия, 1975.

5. СНиП 2.04.07-86. Тепловые сети. М.: Стройиздат, 1988.

6. Маляренко В.А. Енергетика. Довкілля. Енергозбереження. - Харків: «Рубікон», 2004.- 368с.

7. Цветков В.В. Организация пароснабжения промышленных предприятий. _ М.: Энергия, 1980.

8. Цветков В.В., Бережнов И.А. Справочник по теплоснабжению промышленных предприятий. _ Харьков: Прапор, 1987.

9. Варламов Г.Б., Любчик Г.М., Маляренко В.А. Теплоенергетичні установки та екологічні аспекти виробництва енергії.: Підручник. - К.: ІВЦ Політехніка, 2003. - 232с.

Размещено на Allbest.ru