Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«Санкт-Петербургский государственный университет промышленных технологий и дизайна»

Высшая школа технологии и энергетики

Кафедра ТСУ и ТД

Расчетно-графическая работа по дисциплине:

«Технологические энергоносители предприятий»

Тема работы: «Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия»

Выполнил студент:

Институт: Энергетики и Автоматизации

Курс: 4

Специальность: 140104

Проверил преподаватель: Верхоланцев А.А.

Санкт-Петербург, 2016



Оглавление

• Задание на расчетно-графическую работу
• Составление функциональной схемы системы водоснабжения
• Расчет режима работы теплонасосной установки и выбор тепловых насосов
• Выбор схем включения испарителей и конденсаторов тепловых насосов
• Расчет термодинамического цикла теплового насоса
• Тепловой расчет и подбор теплообменников
• Расчет предварительного теплообменника
• Расчет показателей экономичности теплонасосной установки
• Список использованной литературы


Задание на расчетно-графическую работу

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.

1. температура воды для нужд отопления и вентиляции t_о = 60^оС.

2. охлаждение воды в отопительных приборах ?t_пр = 15^оС.

3. Температура воды на горячее водоснабжение t_гв = 55^оС.

4. Температура холодной воды для подпитки системы горячего водоснабжения t_хв = 5^оС.

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

температура теплой оборотной воды t_нп =32^оС.

6. тепловые нагрузки:

- горячего водоснабжения Q_гв = 240кВт

- отопления Q_о =150 кВт

- вентиляции Q_в =110 кВт

7. Расход оборотной воды V_ов = 0,0472м³/с

8. Город, для которого проектируется система водоснабжения: Тверь

Составление функциональной схемы системы водоснабжения

На рис. 1 приведена функциональная схема энергосберегающей системы технического водоснабжения промпредприятия с наиболее полным использованием теплоты оборотной воды.



Рис.1 Функциональная схема энергосберегающей системы технического водоснабжения промпредприятия

Тепловая оборотная вода из цеха промпредприятия собирается в бак теплой воды БТВ и через фильтр Ф насосами Н2 подается на градирни ГР испарители И тепловых насосов ТН, в которых оборотная вода охлаждается. Затем охлажденная оборотная вода поступает в цех промпредприятия. Насосы Н4 подают охлажденную воду из градирен в цех. Охлаждение оборотной воды также происходит в предварительном теплообменнике ПТ холодной водой из водопровода, подаваемой под напором водопроводной сети в систему горячего водоснабжения. Второй ступенью подогрева служит разделительный теплообменник РТ, в котором горячей 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 утечки ее.

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 Г.

Тепловой насос ТН снабжен регенеративным теплообменником РТО, что снижает потери энергии в терморегулирующем вентиле ТРВ. Охлаждаемая оборотная вода подается в испарители 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 компенсаторе 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 компенсатор. Поскольку в тепловом насосе применяется винтовой маслозаполненный компрессор, охлаждение масла производится в маслоохладители МО водой промежуточного контура.

Расчет режима работы теплонасосной установки и выбор тепловых насосов

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

Считаем, что функциональная схема системы водоснабжения соответствует приведенной на рис. 1. в качестве тепловых насосов применяются парокомпрессионные тепловые насосы с маслозаполнением винтовым компрессором.

Объемный расход воды на горячее водоснабжение:



V_гв = = 0,0011642

где: с, с - удельная теплоемкость и плотность воды.

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

t_пт = t_нп - ?t_нг = 32 - 4 = 28^оС

где:?t_нг - недогрев подпиточной воды в предварительном теплообменнике до температуры обратной воды, принимается ?t_нг =2…5^оС.

Тепловая нагрузка предварительного теплообменника:

Q_пт = V_{гв •} С_{р •} с_• (t_пт- t_хв) = 0,0011642995,094,178 (28 - 5) = 111,32412кВт

Теплопроизводительность теплонасосной установки:

Q= Q_о + Q_в + Q_гв = 150+110+240= 500 кВт

Выбираем тепловой насос НТ - 500, характеристики которого приведены в таблице.

№ п/п	Параметры	Значение
1	Теплопроизводительность
	Конденсатора Маслоохладителя	500 40
2	Расход воды, м3/ч :
	Через конденсатор	130
	Через маслоохладитель	13
	Через испаритель	150
3	Температура воды , ?С :
	на выходе из конденсатора	60
	на входе в испаритель	22
4	Перепад давления по воде, кПа:
	В конденсаторе	26
	В маслоохладителе	5
	В испарителе	9
5	Теоретическая производительность компрессора, м3/час	850
6	Потребляемая мощность, кВт	200
7	Диаметр патрубков, мм:
	Конденсатора	150
	Испарителя	125
8	Габаритные размеры,мм	5000х1700х2650
9	Масса, кг	7700

Количество рабочих тепловых насосов:

N = = 0,71056=1 шт.

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

Количество устанавливаемых тепловых насосов с учетом резерва:

N_уст = N + 1 = 2

Рекомендуется использовать однотипные и наиболее мощные тепловые насосы, стремясь к максимальному использованию их мощности. Минимальное количество тепловых насосов должно быть не менее двух /один рабочий и один резервный/. Устанавливаем один рабочий и один резервный тепловые насосы.

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

Q_км = = 388,6759 кВт

Тепловая нагрузка испарителя конденсатора в расчетном режиме:

Q_к = Q_км - Q_мн = 388,6759- 47 = 341,6759кВт

Тепловая нагрузка испарителя в расчетном режиме:

Q_и = 388,6759= 291,50691кВт

где:ц - коэффициент трансформации теплового насоса, принимаетсяц = 3,2…5.

Расход обратной воды через предварительный теплообменник и испарители тепловых насосов:

V_нп = = 0,008074

Расход оборотной воды на градирни:

V_г = V_ов - V_нп = 0,0472222- 0,008074 = 0,03915

Расход воды на отопление:

V_o = = 0,00243



Расход воды на вентиляцию:

V_в = = 0,00178

Тепловая нагрузка разделительного теплообменника:

Q_рт = V_гвС_р с (t_гв- t_пт) = 0,00116424,183985,65 (55 - 28) = 129,6кВт

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

t_рт = t_пт + ?t_нo = 28 + 8 = 36^оС

где: ?t_но - недоохлаждение воды промежуточного контура в разделительном теплообменнике, применяется ?t_но = 5 … 10^оC.

Расход воды из промежуточного контура для нагрева воды на горячее водоснабжение в разделительном теплообменнике:

V_рт= = 0,0013

Расход воды в промежуточном контуре

V_пк = V_o + V_в + V_рт = 0,00243 + 0,00178+ 0,0013= 0,00550



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 NV_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 последнеготеплового насоса по ходу охлаждаемой воды.

Так как

= = 0,193786< 0,7,

то предусматривается байпасная линия, и разделение потока воды осуществляется после выхода из испарителя последнего теплового насоса по ходу охлаждаемой воды.

Так как

= = 0,152421< 0,7,

то используется байпасная линия иразделение потока осуществляется после выхода из конденсатора последнего теплового насоса походу нагреваемой 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 - 32 - = 28,6837^оС

Температура охлаждаемой воды на выходе из испарителя и на входе во второй рассчитывается с учетом охлаждения ее в испарителе:

t= t- 28,6837 - =20^оС

Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой воды производится в соответствии с условием

tи1= 20^оС =t_ох = 20 ^оС

Для последовательно соединенных конденсаторов рассчитываются температуры на входе и выходе каждого из них.

Температуру на выходе из последнего конденсатора принимаем равной температуре для нужд гвс и отопления.

t= t_o = 60, t= t

Температура на входе в конденсатор рассчитывается:



t= t - 60 - = 44,91231^оС

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

t = t- 44,91231 - = 42,848^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= =42,87431^оС

Средняя температура воды в конденсаторах и испарителях тепловых насосов:

=

=

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

?ti = _к - _и = 52,456- 24,347= 28,109^оС

Максимальное значение этой разности температур соответствует тепловому насосу, который работает в наиболее тяжелых условиях. Следовательно, расчет термодинамического цикла выполняется для второго теплового насоса по ходу движения нагреваемой воды.

водоснабжение тепловой насос термодинамический

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 - фреонR - 134а

2. Тепловая нагрузка конденсатора Q_к = 341,6759кВт

3. Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе = 24,34697^оС

4. Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе = 52,45615^оС

5. Температура воды на входе в маслоохладитель t= 42,84830^оС

Температура кипения и конденсации фреона:

t_и = t₅ = t₆ = - ?=24,34697- 4,34= 20,00697^оС

t_к = t₃ = - ?= 52,45615+ 4,45 = 48,00615^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 =0,57МПа; Р_к=1,35МПа; h₆ =576 .

Степень повышения давления в компрессоре:

е = = 2,368

Температура пара на входе в компрессор:

t₁ = t₆ + ?t_пе = 42,84830 + 27,152 = 70,00^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 н₁: h₁ =594; н₁ =0,046

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

h ₄ = h₃ + h₆ - h₁ = 446 + 576 - 594 = 428

Поскольку процесс дросселирования 4-5 является изоэнтальпийным, то

h₅= h₄= 428

Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре:

594 + = 619,588

где: з_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:

з_i = 0,5925 + 0,0079е + 0,0045 е² - 0,00084е³ = 0,5925 + 0,0079 • 2,368+ 0,0045 • 2,368² - 0,00084 • 2,368³ = 0,625

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 = 42,848+ 44= 87^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 = 604 - 446 = 158

Расход рабочего агента, циркулирующего в тепловом насосе:



G = = 2,16

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

Q_м = G (h- h₂) = 2,16 • (619,588 - 604) = 33,709 кВт

Расход масла, подаваемого в компрессор:

V_м = = 0,00042341

где: с_м, с_м - удельная теплоемкость и плотность масла.

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

с_м = 830 кг/м³.

Относительный массовый расход масла:

g_м = = 0,16251

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

g_p= 0,09375 - 0,025е + 0,0265е² = 0,09375 - 0,025 • 2,368+ 0,0265 •2,368² = 0,1835

Расхождение составляет не более 20%, что допустимо.

Внутренняя работа компрессора:

L1 = h₂''- h₁ = 619,588-594 = 25,588 кВт

Внутренняя мощность компрессора:

Ni=G*L1=*=кВт

Мощность электродвигателя для привода компрессора

N= Ni/ з_эм =55,334 /0,9= 61,482кВт

где: з_эм - электромеханический КПД, принимается з_эм = 0,9.

Действительная объемная производительность компрессора:

V = G н ₁ = 2,16• 0,046= 0,0995

Теоретическая объемная производительность компрессора:

V_т= V/л = 0,0995/0,9314= 0,1068

Коэффициент подачи определяется из зависимости:

л = 0,997 - 0,032е + 0,002е² - 0,000078е³ = 0,997 - 0,032 • 2,368+ 0,002 • 2,368² - 0,000078 • 2,368³ = 0,9314

Удельный тепловой поток, подводимый к рабочему агенту в испарителе:

q_и = h₆ - h₅ = 576 - 428 = 148

Тепловая нагрузка испарителя:

Q_и = Gq_и = 2,16• 148 = 320,051кВт

Тепловая нагрузка регенеративного теплообменника:

Q_рто = G • (h₃ - h₄) = 2,16• (446 - 428) = 38,9251 кВт

Для контроля расчета составляется энергетический баланс установки:

Q_и +N з_эм = Q_к + Q_м

320,051+ 55,334= 388,6759

3,419523896<8%

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

Коэффициент трансформации

= 6,3217

Полученные значения теоретической объемной производительности компрессора и мощности электродвигателя сравниваются с паспортными характеристиками выбранных тепловых насосов.



Тепловой расчет и подбор теплообменников

В качестве предварительного и разделительного теплообменников применяются водоводяные секционные подогреватели. 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 = 111,324 кВт

2. Расход воды в трубном пространстве

V_т =V_гв =0,001164

3. Расход воды в межтрубном пространстве

V_мт = V_нп = 0,008074

4. Температура воды в трубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t=5^оСи t=28^оС

5. Температура воды в межтрубном пространстве на входе и выходе из теплообменника t=32^оСи t=28,68^оС

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

f_мт = = 0,0115349 м²

По полученному значению f_мт выбирается типоразмер подогревателя10-168х4000 - Р, для которого выписываются основные параметры: число трубок n_т = 37, площадь поверхности нагрева секции F_с =3,4м², внутренний диаметр корпуса D_в =0,158м, площадь проходного сечения трубок f_т =0,0057м² и межтрубного пространства f_мт =0,0122м²

Скорость воды в трубках и между трубками:

= 0,204

= 0,662

Эквивалентный диаметр межтрубного пространства:

= 0,0207 м

Средняя температура воды в трубках и между трубками:

_т= 0,5(t + t) = 0,5(5 + 28) =16,5^оС

_мт = 0,5 (t+ t) = 0,5(32 + 28,68) = 30,34^оС

Коэффициент теплоотдачи на поверхностях стенок в трубном и межтрубном пространствах:

б_т =(1630 + 21_т - 0,041)= (1630 + 2116,5 - 0,04116,5²) = 1295,198

б_мт = (1630 + 21_мт - 0,041)= (1630 + 2130,34- 0,04130,34²) = 3481,6581

Коэффициент теплопередачи:

К = в = 0,8=748,485

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

д - толщина стенки трубки,

д = 0,5(d_н - d_в);

л - коэффициент теплопроводности материала стенок трубок, для латуни принимается л = 105 Вт/(м*К).

Средний температурный напор:



?= 10,164^оС

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

Площадь поверхности нагрева подогревателя:

F = = 14,63362м²

Число секций подогревателя:

Z = = 5

Расчет и подбор градирен.

Исходные данные:

Город - Тверь

Температура охлажденной оборотной воды tox - 20C

Температура теплой оборотной воды tнп -32 C

Расход оборотной воды на градирни Vг - 0,0391 м^3/с

Среднемесячная температура воздуха в самый жаркий день tж - 17,2C

Средняя максимальная температура в самый жаркий месяц tмах - 21,6 С

Относительная влажность воздуха - 57%

Для подбора градирен в начале необходимо определить расчетные параметры атмосферного воздуха. Средняя температура для наиболее жарких суток:



tр=tж+0,25tмах= 17,2 + 0,25* 21,6 = 22,6 С

С помощью Idдиаграммы по tж и ? определяем влагосодержание воздуха dж.

dж=7,5 г/кг

По влагосодержанию и tр определяем температуру мокрого термометра, которая является теоретическим пределом охлаждения воды в градирне:

tм =16 С

Коэффициент эффективности градирни:

зг==0,7500

Коэффициент эффективности лежит в пределах (0,75…0,85)

Удельная тепловая нагрузка на единицу площади фронтального сечения градирни:

q_F= qF*C*(tнп-tох) = 1,9*4,178* (32-20) = 95,2584 кВт

Где qF - удельная тепловая нагрузка, отнесенная к площади фронтального сечения градирни. Для вентиляторных градирен qF= (1.5…2.8);

Тепловой поток, отводимый от воды в градирнях:

Qг = Vг *c*с*(tнп-tох) = 0,0391*4,178*995,09* (32 - 20) = 1953,0788кВт.

Необходимая суммарная площадь фронтального сечения градирен:

?F_фм²

По полученному значению ?F и табл. IV Приложения выбирается конструкция, марка или количество секций градирни, площадь фронтального сечения Fф, массовый расход воды Gг и рассчитывается число градирен:

=1

Удельная гидравлическая нагрузка выбранных градирен в расчетном режиме:

2,2

Полученные значения целесообразно сравнить со значением удельной гидравлической нагрузки выбранной градирни в номинальном режиме:

Расчет показателей экономичности теплонасосной установки

Энергетический КПД теплонасосной установки:

з_е = Э_вц = 0,086* 6,3217= 0,546

где: Э_в - удельный расход электроэнергии в идеальном тепловом насосе:

Э_в = 1 - 1 - = 0,086

Годовая экономия топлива от применения тепловых насосов для утилизации теплоты оборотной воды определяется путем сравнения годового расхода топлива на котельной установке, которую замещает теплонасосная установка, с расходом топлива на конденсационной электростанции, электроэнергия которой используется для привода электродвигателей компрессоров тепловых насосов. Теплопроизводительности теплонасосной и котельной установок полагаются одинаковыми.

Годовой расход условного топлива на конденсационной электростанции:

В_тн = =192,49

где:?₃ - продолжительность отопительного периода; ?_л - продолжительность летнего периода; Q- удельная низшая теплота сгорания условного топлива;

з_ст - КПД электростанции; з_лэп - КПД линии электропередачи.

При выполнении расчетов принять: Q= 29310 кДж/кг; з_ст = 0,38; з_лэп = 0,9. значения ?₃ приведены в СНиП (Строительная климатология):?₃ = 219 сут.

Годовой расход условного топлива в котельной установке, которую замещает ТНУ:

В_к = = 520,213

где: з_к - КПД котельной установки, принимается з_к = 0,8.

Годовая экономия условного топлива /в процентах/:

?В = 100 = 63,0%



Список использованной литературы

1. Холодильные машины и аппараты. Каталог. 4.2. - М.: ЦИНТИ - химнефтемаш. 1984. - 38 с.

2. Установки для трансформации теплоты: Рабочая программа, методические указания, задания на контрольную работу / Сост. Л.А. Филатов. - Л.СЗПИ, 1989 - 32 с. В.В. Филатов. -Л. СЗПИ, 1989 - 32с.

3. Техника низких температур /атлас/ /Под ред. И.П. Усюкина - М.: Пищевая промышленность, 1977- 244 с.

4. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин /Под общ. Ред. И.А. Сакуна - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1987 - 423с.

5. Наладка и эксплуатация водяных тепловых сетей: Справочник /В.И. Манюк, Я.И. Каплинский, Э.Б. Хиж и др. - М.: Стройиздат, 1938 - 432 с.

6. Системы производства и распределения энергоносителей промпредприятий: Рабочая программа, методические указания, задание на контрольную работу /Сост. В.В. Филатов - Л.: СЗПИ, 1989 - 32 с.

Размещено на Allbest.ru