Рис.2.1. Возможная схема интеграции тепловых насосов в систему энергоснабжения

Тепловые насосы имеют существенные отличия от традиционных источников, которые необходимо учитывать при их экономическом выборе. При этом, в настоящее время нет общепризнанной методики экономических обоснований эффективности применения тепловых насосов. Ее разработка во многом осложнена отсутствием единой типовой методики технико-экономических расчетов, утвержденной на государственном уровне. Применяемая сейчас при составлении бизнес-планов методика оперирует критериями чистой дисконтированной прибыли и связывает выбор того или иного технического решения с экономическим интересом инвестора, ставя этот выбор в зависимость от существующей на данный момент налоговой системы, тарифной и ценовой политики и других факторов, которые с течением времени могут меняться.

1.9 Надежность и эксплуатационные характеристики систем на базе тепловых насосов

Помимо весьма высокой эффективности тепловые насосы достигли в настоящее время такого уровня конструктивной прочности, который обеспечивает чрезвычайную долговечность и более чем внушительную надежность. По результатам исследования, проведенного ASHRAE (Американским обществом инженеров по отоплению, охлаждению и кондиционированию воздуха), отмечены следующие данные:

-бытовые тепловые насосы класса «воздух-воздух» - 15 лет;

-тепловые насосы сферы обслуживания класса «воздух-воздух» - 15 лет;

-тепловые насосы сферы обслуживания класса «вода-воздух» - 20 лет.

Цифры весьма внушительные и лишний раз подтверждают высокое качество этих агрегатов. В их пользу говорит и такой факт: исследование проводилось на машинах, оснащенных большей частью переменными герметичными компрессорами. Если бы проверка проводилась в наши дни, результаты могли бы быть еще более впечатляющими, поскольку ныне почти повсеместно применяются спиральные компрессоры.

Результаты, полученные экспертами ASHRAE (рис.2.2, 2.3), нашли подтверждение в данных других исследований. Институт EPRI еще в 1990 году провел опрос сотрудников трех энергетических компаний об установленных у обслуживаемых ими пользователей тепловых насосах общим количеством 4 557 единиц в различных регионах Соединенных Штатов. По результатам этих исследований спустя 15 лет после ввода в эксплуатацию тепловых насосов больше половины из них продолжали успешно работать. В этом исследовании большей частью фигурировали агрегаты с герметичными компрессорами переменного типа, примерно в половине случаев с момента установки они не менялись. Следует подчеркнуть, что это были реверсивные тепловые насосы, имеющие два рабочих режима - отопления и охлаждения, то есть агрегаты, которые работали на износ практически круглый год. Замены, произведенные на второй половине аппаратов, были обусловлены их моральным старением, а не поломкой (то есть потребитель предпочел установить более современные модели).

Развитие и совершенствование технологии изготовления тепловых насосов последних лет еще более утверждают в преимуществе этих систем перед газовыми котлами.



Рис. 2.2. Процент сохранения работоспособности тепловых насосов по данным исследования института EPRI. Разница обусловлена в основном климатическими особенностями обследуемых регионов

Рис. 2.3. На момент опроса (рис. 2.1) большая часть аппаратов продолжала успешно работать. Значительная часть аппаратов, которые были заменены, была в рабочем состоянии

Преимущества тепловых насосов в сравнении с газовым, дизельным и электрическим отопительным оборудованием приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1. Примерные сравнительные эксплуатационные характеристики различного типа отопительного оборудования (180 м² отапливаемой площади)

	Тепловой насос (к-т 6)	Газовое оборудование	Дизельное оборудование	Электрическое оборудование
Количество рабочих часов за сезон	1700	1700	1700	1700
Потребление топлива	3 кВт/час	4 м3/час	3 кг/час	18 кВт/час
Стоимость единицы топлива	0,55 руб. (ночной тариф)	0,92 руб.	11 руб.	0,55 руб. (ночной тариф)
Годовые затраты на топливо	2805 руб.	6256 руб.	56100 руб.	16830 руб.
Гарантия на оборудование	Свыше 3 лет	1 год	1 год	1 год

Срок эксплуатации теплового насоса не ограничивается даже 30-ю годами, в то время как газовое отопительное оборудование требует постоянной смены горелок с периодичностью в 3-5 лет. Стоимость одной горелки составляет 1000-1500$.

Газовое отопительное оборудование требует постоянного обслуживания, в противном случае оно становится опасным. Печальная статистика пожаров и несчастных случаев, связанных с газовым и дизельным отопительным оборудованием, растет с каждым днем.

1.10 Экологические аспекты внедрения тепловых насосов

Как было показано выше, в процессе эксплуатации систем на базе тепловых насосов, происходит экономия первичного топлива. В результате воздействие таких систем на окружающую среду существенно снижается. Сегодня они считаются более «чистыми» в экологическом плане, нежели самые современные высокоэффективные газовые котлы.

Проведенные исследования помогают провести сравнительный анализ воздействия на среду тепловых насосов и газовых котлов по годовым эксплуатационным показателям сгорания, объемам выбросов в атмосферу СО₂ [рис.2.4].

Рис.2.4. Анализ воздействия на среду тепловых насосов и газовых котлов

Для примера: тепловой насос с показателем SEER 3,0 по сравнению с котлом, имеющим коэффициент годовой производительности на уровне 90% (уровень чрезвычайно высокий и труднодостижимый), выбрасывает в атмосферу СО₂ на 40% меньше, чем котел той же мощности за аналогичный временной отрезок.

Внедрение тепловых насосов приводит также к снижению и других вредных соединений (таблица 2.2)

Таблица 2.1. Сравнительная оценка вредных выбросов за отопительный сезон (5448 ч) от различных тепловых источников тепловой мощностью 1,16 МВт

Вид вредного выброса, т/год	Котельная на угле	Электрообогрев	Тепловой насос, со среднегодовым коэффициентом 3,6
SOx	21,77	38,02	10,56
NOx	7,62	13,31	3,70
Твёрдые частицы	5,8	8,89	2,46
Фтористые соединения	0,182	0,313	0,087
Всего	34,65	60,53	16,81

Таким образом, применение систем на базе тепловых насосов - это во многих случаях экономически оправданное решение, ведущее как к сбережению невозобновляемых энергоресурсов, так и к защите окружающей среды, в том числе и за счет сокращения выбросов СО₂ в атмосферу.

2. Тепломеханическая часть

2.1 Технические условия объекта

Район реконструкции системы теплоснабжения г. Сестрорецк, жилая зона.

Климат: Морской, преходящий от морского в континентальному. Климат формируется под влиянием Атлантического океана и Балтийского моря. Воздушные морские массы обуславливают сравнительно мягкую зиму с частыми потеплениями и умеренно теплое лето. Смягчающее влияние на климат оказывает Ладожское и Онежское озеро.

Рельеф: Плоские равнины

Осадки: Среднегодовое количество осадков 500 - 650 мл. Наибольшее количество осадков февраль - март. Снежный покров устанавливается на 130 -140 дней.

Почва: Подзолистые грунты

Растительность: Зона южной тайги, 48,8% территории области занято лесами, преимущественно еловыми. Значительную часть области занимают болота.

Гидрография: почти вся Ленинградская обл. относится к бассейну Балтийского моря. Область имеет развитую густую сеть рек. У большинства рек происходит резкий подъем воды. Наиболее крупные реки: Нева, Луга, Свирь, Волхов. Высотная часть залива ежегодно промерзает зимой. Процесс промерзания начинается в ноябре, освобождение ото льда в конце апреля.

Гидрологические условия: Уровень грунтовых вод находится в пределах 1,5-2,0 метров от поверхности земли.

Температура: Средне - месячная температура зимой - 8,5 С. Самый холодный месяц январь, абсолютный минимум - 36С.

Средне - месячная температура летом + 16,5 С. Самый теплый

месяц июль, абсолютный максимум + 36С

2.2 Общие положения

Настоящий проект тепловой сети разработан на основе следующих материалов:

1. Топографических съемок масштаба 1:500

2. Действующих глав СНиП на проектирование, производство работ, технику безопасности.

3. Правил производства работ, утвержденных решением Исполкома Ленсовета №526 от 17.07.78г.

4. Заключение об инженерно-геологических и гидрогеологических условиях участка реконструкции тепловой сети

5. Задание на проектирование.

6. Требований правил устройства и безопасной эксплуатации трубопроводов пара и горячей воды Госгортехнадзор России 2003г.

7. Требований инструкции СНиП II-01-95.

2.3 Выбор теплоносителя и системы теплоснабжения

Наша тепловая нагрузка района состоит только из отопления, вентиляции и горячего водоснабжения (ГВС), следовательно, применяем двухтрубную водяную систему. В тех случаях, когда в районе имеется еще и небольшая технологическая нагрузка, требующая тепла повышенного потенциала, то при теплофикации рационально применение трехтрубных водяных систем, одна из подающих линий которой используется для удовлетворения нагрузки повышенного потенциала.

В данном случае выбираем двухтрубную водяную систему, где в качестве теплоносителя применяем воду.

Основные преимущества воды как теплоносителя по сравнению с паром:

1) Большая удельная комбинированная выработка электроэнергии на базе теплового потребления.

2) Сохранение конденсата на станции, что имеет особенно важное значение для станции высокого давления.

3) Возможность центрального регулирования однородной тепловой нагрузки или определенного сочетания двух разных видов нагрузки при одинаковом отношении расчетных величин этих нагрузок у абонентов.

4) Более высокий КПД систем теплоснабжения вследствие отсутствия в абонентских установках потерь конденсата и пара, имеющих место в паровых системах

5) Повышенная аккумулирующая способность водяной системы.

Основные недостатки воды как теплоносителя:

1) Большой расход электроэнергии на перекачку.

2) Большая чувствительность к авариям.

3) Жесткая гидравлическая связь между всеми точками системы вследствие большой плотности и несжимаемости воды.

Выбор водяной системы теплоснабжения закрытого или открытого типа зависит главным образом от условий водоснабжения теплоэлектроцентрали (ТЭЦ). Открытие системы теплоснабжения рекомендуется при обеспечении источника тепла исходной водой для подпитки тепловой сети из системы хозяйственно-питьевого водопровода. При мягкой природной воде с карбона с карбонатной жесткостью Жк<2 мг-экв/л рекомендуется, как правило, открытая система теплоснабжения; приводе средней жесткости Жк=2-4 мг-экв/л возможен выбор как открытой, так и закрытой системы теплоснабжения; при жесткой воде Жк=4-7 мг-экв/л рекомендуется, как правило, закрытая система теплоснабжения.

Основные преимущества открытых систем теплоснабжения по сравнению с закрытыми:

1. Возможность использования для ГВС низкопотенциального тепла.

2. Упрощение и удешевение абонентских вводов (подстанций) и повышение долговечности местных установок ГВС.

3. Возможность использования для транзитного транспорта тепла однотрубной системы.

Недостатки открытой системы:

1. Усложнение и удорожание станционной водоподготовки.

2. Нестабильность воды, поступающей на водоразбор, по запаху, цветности, санитарным качествам (может быть устранена присоединением отопительных установок по независимой схеме).

3. Усложнение и увеличение объема санитарного контроля.

4. Усложнение эксплуатации из-за нестабильности гидравлического режима тепловой сети.

5. Усложнение контроля герметичности системы теплоснабжения.

Основные преимущества закрытых систем теплоснабжения:

1. Гидравлическая изолированность от водопроводной воды, поступающей на ГВС, что повышает ее качество.

2. Прост санитарный контроль за ГВС.

3. Прост контроль герметичности системы теплоснабжения.

Недостатки закрытых систем:

1. Усложнение оборудования и эксплуатации абонентских вводов ГВС из-за наличия водо-водяных подогревателей.

2. Выпадение накипи в водо-водяных подогревателях и трубопроводах местных установок ГВС при использовании водопроводной воды, имеющей повышенную карбонатную жесткость Жк> 7 мг-экв/л.

3. Коррозия местных установок ГВС из-за поступления в них недеаэрированной воды, особенно при мягкой водопроводной воде (Жк<2 мг-экв/л).

Отопление, вентиляция и ГВС жилых и коммунальных объектов составляют коммунально-бытовой теплопотребление. Коммунально-бытовая тепловая нагрузка в соответствии со СНиП 41-02-2003 “Тепловые сети” покрываются, как правило, горячей водой, при этом расчетная температура сетевой воды в подающем трубопроводе, принимается, как правило, равной 150^оС, в обратном -70 независимо от способа регулирования отпуска теплоты.

2.4 Определение расхода тепла и расхода воды

2.4.1 Определение расхода тепла

Задачей отопления является поддержание внутренней температуры помещений на заданном уровне, что достигается путем сохранения равновесия между теплопритоком и тепловыми потерями здания.

Расчетная температура воздуха внутри помещения выбирается по нормативной литературе в зависимости от назначения здания.

Расчетная температура наружного воздуха для проектирования системы отопления принимается, согласно СНиП 23-01-99, соответствующей расчетным параметрам Б для холодного периода года.

Тепловые потери здания возникают из-за теплопередачи через наружные ограждения Q_огр , инфильтрации за счет проникновения холодного воздуха через неплотности наружных ограждений Q_инф за счет нагревания поступающих извне материалов, естественного испарения влаги с открытых поверхностей и других причин.

Потеря тепла теплопередачей через наружные ограждения зданий зависит от конструкции здания, его наружного объема, этажности, коэффициентов теплопередачи наружных ограждений, степени остекленности стен. Удельная теплопотеря здания q_o представляет собой часовые потери тепла через наружные ограждения при разности внутренней и наружных температур в 1 градус, отнесенные к 1м³ объема здания по наружному обмеру.

Значения удельных теплопотерь обычно приводится в табличной форме или в виде графиков для расчетной температуры наружного воздуха, равной - 30^оС. При других значениях расчетной температуры наружного воздуха удельные теплопотери определяются как произведение поправочного коэффициента в на q_o взятых из таблиц, либо пересчитывается по формуле:

q_o' = q_o (1,3 + 0,01• t_но`) (2.1)

Потери тепла инфильтрацией характеризуется коэффициентом инфильтрации м, представляющим собой отношение теплопотерь от инфильтрации к теплопотерям от теплопередачи через наружные ограждения. Для жилых и общественных зданий максимальное значение инфильтрации в большинстве случаев на превосходит 3-6%, что лежит в пределах точности расчета теплопотерь. Поэтому для упрощения полагают м=0. Для учета инфильтрации принимают величину удельных теплопотерь с небольшим запасом.

Теплопотери инфильтрацией промышленных зданий составляют заметную величину, нередко достигающую 25-30% теплопотерь через наружные ограждения, и ее необходимо учитывать при расчете м=0,25-0,30.

Теплоприток в здание складывается из подвода тепла через отопительную систему и внутренних теплопоступлений. Источником внутренних тепловыделей Q_тв в жилых зданиях являются обычно люди, приборы для приготовления пищи (газовые, электрические и другие плиты), осветительные приборы. Эти тепловыделения носят в значительной мере случайные характер и поддаются такому регулированию по времени. Кроме того, тепловыделения не распределяются равномерно по зданию.

Для обеспечения в жилых районах нормального температурного режима во всех отапливаемых помещениях необходимо устанавливать гидравлический и температурный режимы тепловой сети по наиболее невыгодным условиям, т.е. по режиму отопления помещений с нулевыми внутренними тепловыделениями Q_тв=0.

Для предупреждения перегрева помещений, в которых имеются значительные тепловыделения, осуществляется местная регулировка путем периодического выключения части отопительных приборов или уменьшение расхода теплоносителя через отопительные приборы.

Источниками внутренних тепловыделений в промышленных зданиях являются различного рода тепловые и силовые установки и механизмы (печи, сушила, двигатели и др.).

Внутренние тепловыделения промышленных предприятий являются довольно устойчивой величиной и по своему значению нередко представляют существенную долю от расчетной отопительной нагрузки, поэтому они должны учитываться при разработке режима теплоснабжения промышленных предприятий.

Расчетный расход тепла на отопление определяется по уравнению теплового баланса здания

Q_тв=(1 + м) q_o • V (t_вр - t_но) - Q_твр (2.2)

где t_вр - расчетная температура внутри помещения выбирается по таблице, ^оС;

t_но - расчетная температура наружного воздуха для проектирования системы отопления, выбирается по климатической таблице; ^оС;

V - объем отапливаемого здания по наружному обмеру, указывается в здании на проектировании; м³ ;

q_o - удельная теплопотеря здания (отопительная характеристика);

Q_твр - внутренние тепловыделения, выбираются по таблице.

При отсутствии исходных данных по системам отопления используют метод расчета по укрупненным показателям:

для предприятий - по укрупненным ведомственным нормам, утвержденным в установленном порядке, либо по проектам аналогичных предприятий;

для жилых районов городов и других населенных пунктов - по формулам:

Q_тв = (1 + К₁) q_o • А (2.3)

где q_o - укрупненный показатель максимального теплового потока на отопление жилых зданий на 1 кв.м. общей площади, принимаемой по прил. 2 СНиП 14-02-2003 “Тепловые сети”;

А - общая площадь жилых зданий, м² ;

К₁ - коэффициент, учитывающий теплой поток на отопление общественных зданий; при отсутствии данных следует принимать равным 0,25.

Достоверность расчета тепловых нагрузок по укрупненным показателям не высока (погрешность может достигать 10% и более). При его использовании невозможно проведение гидравлического расчета теплосетей. Данный метод используют для оценки суммарных тепловых нагрузок перспективного строительства с целью выбора основного оборудования источника теплоснабжения.

Основные расходные зависимости:

Тепловые потоки для жилых районов городов и населенных пунктов определяется по формулам:

А) Максимальный тепловой поток, Вт, на отопление жилых и общественных зданий (приблизительный показатель):

(2.4)

- поправочный коэффициент к удельной отопительной характеристике:



q₀, q - удельная отопительная характеристика зданий;

V_н - наружный объем здания;

t_н.р.о., t_н.р.в. - расчетная температура наружного воздуха для проектирования отопления и вентиляции;

Б) максимальный тепловой поток, Вт, на вентиляцию общественных зданий:

(2.5)

В) средний тепловой поток, Вт, на горячее водоснабжение жилых и общественных зданий:

(2.6)

- норма расхода воды, принимается по СНиП II-34-76 «Горячее водоснабжение. Нормы проектирования»;

n - количество человек;

t_х.в. - температура холодной воды зимой: t_х.в. =5 ⁰С;

с_ж. - массовая теплоемкость воды: с_ж. = 4,187 кДж/кг⁰С;

Г) максимальный тепловой поток, Вт, на горячее водоснабжение жилых и общественных зданий:

(2.7)

где _ч. - коэффициент часовой неравномерности;

Средний тепловой поток, Вт, на отопление жилых районов населенных пунктов, следует определять по формуле:

(2.8)

t_ср.о. = - 2,2⁰С - средняя температура наружного воздуха отопительного периода:

то же, на вентиляцию, Вт, при t_о.:

(2.9)

Средний тепловой поток, Вт, на горячее водоснабжение жилых районов населенных пунктов в неотопительный период следует определять по формуле:

(2.10)

t ^л_х.в. =15 ⁰С - температура холодной воды в летний период;

t _х.в. =5 ⁰С - температура холодной воды в зимний период;

При определении суммарных тепловых потоков жилых и общественных зданий, присоединяемых к тепловым сетям, следует учитывать также тепловые потоки на горячее водоснабжение существующих зданий, подлежащих централизованному теплоснабжению, в том числе не имеющих централизованных систем горячего водоснабжения.

Определение расхода тепла на отопление коттеджа

Вт

q_о - удельная отопительная характеристика зданий; q_о = 0,51 Вт/(м³ч⁰С), зависит от объема здания;

V_н - наружный объем здания: V_н=1222,3 м³,

2. Определение расхода тепла на вентиляцию:

Вт

q - удельная вентиляционная характеристика зданий; q = 0,09 Вт/(м³ч⁰С), зависит от объема здания и его назначения;

3. А) Определение среднего расхода тепла на ГВС:

Вт

Б) Определение среднего расхода тепла на ГВС:

Вт

4. Определение общего расхода тепла на здание:

Вт

2.4.2 Определение расхода сетевой воды

Расчетный расход сетевой воды для определения диаметров труб в тепловых сетях при качественном регулировании отпуска теплоты следует определять отдельно для отопления, вентиляции и горячего водоснабжения по формулам:

А) на отопление:

(2.11)

Б) на вентиляцию:

(2.12)

Б) на горячее водоснабжение в закрытых системах теплоснабжения:

- средний, при параллельной схеме присоединения водоподогревателей:

(2.13)

- максимальный:

(2.14)

где: ₁ - температура воды в подающем трубопроводе тепловой сети при расчетной температуре наружного воздуха t_н.,⁰С.

₂ - температура воды в обратном трубопроводе тепловой сети при расчетной температуре наружного воздуха t_н.,⁰С.

t_г - температура горячей воды,⁰С. t_г = 55⁰С.

t_х.в. - температура воды зимой; рекомендуется принимать, t_х.в. = 5⁰С.

Определение расхода тепла коттеджа

кг/ч

кг/ч

кг/ч

кг/ч

2.5 Определение расходов воды

1. Определение секундных расходов воды.

Расчет секундных расходов по участкам выполняется по :

(2.15)

Где =0,2л/с- расход горячей воды санитарно-техническим прибором ;

- коэффициент, определяемый по СНиП

N-число приборов, обслуживаемых участком;

- вероятность действия приборов:

, (2.16)

Где =10л/с-норма расхода горячей воды в час наибольшего водопотребления,

- число жителей здания;

Вероятность действия приборов разрешается вычислять в целом для здания и принимать одинаковой на всех участках.

Определение максимальных секундных расходов сводиться в таблицу

Расчет секундных расходов воды

номер участка	N,шт.	U,чел.	Ph	N·Ph	б	q0h л/с	qh ,л/с
1	2	3	4	5	6	7	8
ОВ-1	1	10	0,023	0,023	0,212	0,2	0,212
1-2	3	10	0,023	0,069	0,301	0,2	0,301
2-3	6	10	0,023	0,138	0,394	0,2	0,394
3-4	6	10	0,023	0,138	0,394	0,2	0,394
4-тц	9	10	0,023	0,207	0,451	0,2	0,451

2.Максимальный часовой расход:

, м³/ч (2.17)

Где =200л/ч- часовой расход воды санитарно-техническим прибором

=-коэффициент, определяемый по СНиП

- вероятность использования санитарно-технических приборов для системы в целом

;

;

;

3.Максимальный суточный расход:

(2.18)

=120 л/(сут·чел.)-норма расхода горячей воды в сутки наибольшего водопотребления,

4.Средний часовой расход за сутки наибольшего водопотребления:

(2.19)

5. Подбор счетчика воды.

По величине подбираем счетчик с диаметром условного прохода 25мм;

Потери напора в счетчике:

(2.20)

Где q=q^h=0,451л/с- расчетный секундный расход воды;

S=2,64 м/(л/с)²-гидравлическое сопротивление счетчика

Потери напора в счетчике не должны превышать 5м,

Принимаем к установке счетчик с диаметром условного прохода 40мм, S=0,5 м/(л/с)²

;

2.6 Гидравлический расчет подающих трубопроводов

Гидравлический расчет подающих трубопроводов выполняется в режиме водопотребления в соответствии с требованиями СНиПа.

Расчетным для гидравлического расчета являются максимальные секундные расходы воды. На начальном участке сети расчетным является секундный расход с учетом остаточной циркуляции

(2.21)

При отношении коэффициент остаточной циркуляции =0.

На момент гидравлического расчета величина циркуляционного расхода еще не известна, но как правило, в жилых зданиях . Поэтому условно принимаем =0.

Диаметр трубопровода на участке принимается по СНиП.

Лимитирующим фактором при выборе диаметра является скорость движения воды, которая не должна превышать 1,5м/с.

Потери напора на участке определяются по формуле:

(2.22)

Где i-удельные потери напора , мм/м;

- коэффициент, учитывающий потери напора в местных сопротивлениях, принимается по СНиП[1]:

для участков водоразборных стояков =0,1;

для магистральных трубопроводов =0,2;

для трубопроводов, входящих в тепловой пункт =0,5.

Расчет сводится в таблицу

номер участка	l,м	q,л/с	dу,мм	i,мм/м	V,м/с	k	H,мм	УН,мм
1	2	3	4	5	6	7	8	9
ОВ-1	1,73	0,212	15	1300	2,00	0,1	2473	2473
1-2	3	0,320	20	270	1	0,1	891	3364
2-3	3	0,394	25	110	0,8	0,1	363	3727
3-4	5	0,394	25	110	0,8	0,2	660	4387
4-тц	9	0,451	25	180	1	0,5	2430	6817

2.7 Расчет и выбор теплового насоса

При использовании в качестве источника тепла грунтовой воды она подается из скважины с помощью насоса в теплообменник насоса, работающего по схеме «вода-вода», и либо закачивается в другую скважину, либо сбрасывается в водоем.

Если источник - водоем, на его дно укладывается петля из металлопластиковой или пластиковой трубы. По трубопроводу циркулирует раствор гликоля (антифриз), который через теплообменник теплового насоса передает тепло фреону.

Возможны два варианта получения низкопотенциального тепла из грунта: укладка металлопластиковых труб в траншеи глубиной 1,2-1,5 м либо в вертикальные скважины глубиной 20-100 м. Иногда трубы укладывают в виде спиралей в траншеи глубиной 2-4 м. Это значительно уменьшает общую длину траншей. Максимальная теплоотдача поверхностного грунта составляет 50-70 кВт·ч/м2 в год. По данным зарубежных компаний, срок службы траншей и скважин составляет более 100 лет.

2.7.1 Расчет горизонтального коллектора теплового насоса

Съем тепла с каждого метра трубы зависит от многих параметров: глубины укладки, наличия грунтовых вод, качества грунта и т.д. Ориентировочно можно считать, что для горизонтальных коллекторов он составляет 20 Вт/м. Более точно: сухой песок - 10, сухаяглина - 20, влажная глина - 25, глина с большим содержанием воды - 35 Вт/м. Разницу температуры теплоносителя в прямой и обратной линии петли при расчетах принимают обычно равной 3 °С. На участке над коллектором не следует возводить строений, чтобы тепло земли пополнялось за счет солнечной радиации.

Минимальное расстояние между проложенными трубами должно быть 0,7-0,8 м. Длина одной траншеи составляет обычно от 30 до 120 м. В качестве теплоносителя первичного контура рекомендуется использовать 25-процентный раствор гликоля. В расчетах следует учесть, что его теплоемкость при температуре 0 °С составляет 3,7 кДж/(кг·К), плотность - 1,05 г/см3. При использовании антифриза потери давления в трубах в 1,5 раза больше, чем при циркуляции воды.

Для расчета параметров первичного контура теплонасосной установки потребуется определить расход антифриза:

Vs = Qo·3600 / (1,05·3,7·.t), (2.23)

где .t - разность температур между подающей и возвратной линиями, которую часто принимают равной 3 К, а Qo - тепловая мощность, получаемая от низкопотенциального источника (грунт). Последняя величина рассчитывается как разница полной мощности теплового насоса Qwp и электрической мощности, затрачиваемой на нагрев фреона P:

Qo = Qwp - P, кВт. (2.24)

Суммарная длина труб коллектора L и общая площадь участка под него A рассчитываются по формулам:

L = Qo/q, (2.25)

A = L·da. (2.26)

Здесь q - удельный (с 1 м трубы) теплосъем; da - расстояние между трубами (шаг укладки).

2.7.2 Расчет теплового насоса

Исходные условия: теплопотребность жилого здания , наружный объем

1222,3м ³ (в зависимости от теплоизоляции) - 60 кВт; температура воды в системе отопления должна быть не менее 35 °С; минимальная температура теплоносителя - 0 °С. Для обогрева здания выбран рассольно-водяной тепловой насос мощностью от 39,6 до 81,2 кВт, водо-водяной тепловой насос мощностью от 52 до 106,8 кВт, с температурой подачи теплоносителя до 55 °C Viessmann VITOCAL 300 (ближайший больший типоразмер), затрачивающий на нагрев фреона от 39,6 до 81,2 кВт. Теплосъем с поверхностного слоя грунта (влажная глина) q равняется 25 Вт/м. В соответствии с показанными выше формулами рассчитываем:

1) требуемую тепловую мощность коллектора

Qo = 106,8 - 81,2 = 25,6 кВт;

2) суммарную длину труб L = Qo/q = 25,6/0,025 = 1024 м.

Для организации такого коллектора потребуется 10 контуров длиной по 100 м;

3) при шаге укладки 0,75 м необходимая площадь участка

А = 1000* 0,75 = 750 м²;

4) общий расход гликолевого раствора

Vs = 25,6·3600/ (1,05·3,7·3) = 7,91 м³/ч,

расход на один контур равен 0,79 м³/ч.

Для устройства коллектора выбираем металлопластиковую трубу типоразмера 32Ч3 (например, Henco). Потери давления в ней составят 45 Па/м; сопротивление одного контура - примерно 7 кПа; скорость потока теплоносителя - 0,3 м/с.

2.7.3 Расчет зонда

При использовании вертикальных скважин глубиной от 20 до 100 м в них погружаются U-образные металлопластиковые или пластиковые (при диаметрах выше 32 мм) трубы. Как правило, в одну скважину вставляется две петли, после чего она заливается цементным раствором. В среднем удельный теплосъем такого зонда можно принять равным 50 Вт/м. Можно также ориентироваться на следующие данные по теплосъему:

сухие осадочные породы - 20 Вт/м;

каменистая почва и насыщенные водой осадочные породы - 50 Вт/м;

каменные породы с высокой теплопроводностью - 70 Вт/м;

подземные воды - 80 Вт/м.

Температура грунта на глубине более 15 м постоянна и составляет примерно +10 °С. Расстояние между скважинами должно быть больше 5 м. При наличии подземных течений, скважины должны располагаться на линии, перпендикулярной потоку.

Подбор диаметров труб проводится исходя из потерь давления для требуемого расхода теплоносителя. Расчет расхода жидкости может проводиться для .t = 5 °С.

Расчет. Исходные данные - те же, что в приведенном выше расчете горизонтального коллектора. При удельном теплосъеме зонда 50 Вт/м и требуемой мощности 25,6 кВт длина зонда L должна составить 512 м.

Для устройства коллектора необходимо пробурить пять скважин глубиной по 75 м. В каждой из них размещаем по две петли из металлопластиковой трубы типоразмера 26Ч3; всего - 10 контуров по 150 м.

Общий расход теплоносителя при .t = 5 °С составит 2,1 м3/ч; расход через один контур - 0,35 м3/ч. Контуры будут иметь следующие гидравлические характеристики: потери давления в трубе - 96 Па/м (теплоноситель - 25-процентный раствора гликоля); сопротивление контура - 14,4 кПа; скорость потока - 0,3 м/с.

2.7.4 Выбор оборудования

Поскольку температура антифриза может изменяться (от -5 до +20 °С) в первичном контуре тепло насосной установки необходим расширительный бак.

Рекомендуется также установить на возвратной линии накопительный бак: компрессор теплового насоса работает в режиме «включено-выключено». Слишком частые пуски могут привести к ускоренному износу его деталей. Бак полезен и как аккумулятор энергии - на случай отключения электроэнергии. Его минимальный объем принимается из расчета 10-20 л на 1 кВт мощности теплового насоса.

При использовании второго источника энергии (электрического, газового, жидко- или твердотопливного котла) он подключается к схеме через смесительный клапан, привод которого управляется тепловым насосом или общей системой автоматики.

В случае возможных отключений электроэнергии нужно увеличить мощность устанавливаемого теплового насоса на коэффициент, рассчитываемый по формуле: f = 24/(24 - tоткл), где tоткл - продолжительность перерыва в электроснабжении.

В случае возможного отключения электроэнергии на 4 ч этот коэффициент будет равен 1,2.

Мощность теплового насоса можно подбирать исходя из моновалентного или бивалентного режима его работы. В первом случае предполагается, что тепловой насос используется как единственный генератор тепловой энергии.

Следует принимать во внимание: даже в нашей стране продолжительность периодов с низкой температурой воздуха составляет небольшую часть отопительного сезона. Например, для Центрального региона России время, когда температура опускается ниже -10 °С, составляет всего 900 ч (38 сут), в то время, как продолжительность самого сезона - 5112 ч, а средняя температура января составляет примерно -10 °С. Поэтому наиболее целесообразной является работа теплового насоса в бивалентном режиме, предусматривающая включение дополнительного теплогенератора в периоды, когда температура воздуха опускается ниже определенной: -5 °С - в южных регионах России, -10 °С - в центральных. Это позволяет снизить стоимость теплового насоса и, особенно, работ по монтажу первичного контура (прокладка траншей, бурение скважин и т.п.), которая сильно увеличивается при возрастании мощности установки.

В условиях Центрального региона России для примерной оценки при подборе теплового насоса, работающего в бивалентном режиме, можно ориентироваться на соотношение 70/30: 70 % потребности в тепле покрываются тепловым насосом, а оставшиеся 30 - электрическим котлом или другим теплогенератором. В южных регионах можно руководствоваться соотношением мощности теплового насоса и дополнительного генератора тепла, часто используемым в Западной Европе: 50 на 50.

Примерная стоимость потребляемого за сезон электричества, при работе теплового насоса в моновалентном режиме составит 7 800 руб., а в бивалентном - 187 500. Стоимость энергоносителя при использовании только соответствующего котла составит: электричества - 655 000, дизельного топлива - 409 000, а газа - около 196 000 руб. (при существующих в России низких ценах на газ). В настоящее время для наших условий по экономичности работы тепловой насос уступает только газовым котлам, а по эксплуатационным затратам, долговечности, безопасности и экологической чистоте превосходит все другие генераторы тепловой энергии.

При установке тепловых насосов в первую очередь следует позаботиться об утеплении здания и установке стеклопакетов с низкой теплопроводностью.

Тепловой насос VITOCAL 300

Рассольно-водяной тепловой насос мощностью от 39,6 до 81,2 кВт, водо-водяной тепловой насос мощностью от 52 до 106,8 кВт, с температурой подачи теплоносителя до 55 °C.

Рассольно-водяной тепловой насос: тепло недр земли

Тепловой насос Vitocal 300-G получает тепловую энергию из вертикальной скважины (зонда), пробуренной в земле, или с помощью плоского коллектора, который уложен в землю на глубину до 2,5 м. В обоих случаях, даже в холодные дни тепловой насос способен удовлетворить Вашу потребность в тепле. Дополнительно Vitocal 300 может быть задействован для работы в качестве водо-водяного теплового насоса, что дает еще более высокую производительность.

Высокая мощность, бесшумность и надежность

Внутри Vitocal 300 установлен мощный компрессор Compliant Scroll. Наряду с высокой надежностью в эксплуатации Vitocal 300 обеспечивает бесшумный режим работы.

Это достигается благодаря полностью герметичному уплотнению корпуса и высокоэффективному устройству поглощения колебаний. В этом есть еще один плюс - установка теплового насоса возможна в жилом помещении. Одновременно компрессор Compliant Scroll обеспечивает высокие рабочие показатели и температуру подачи теплоносителя до 60°C.

Управление

Цифровое управление контроллера CD 70 производится с помощью удобного меню на большом дисплее с интегрированной системой диагностики. Контроллер руководит управлением отопительной установки и при необходимости контроллером солнечного коллектора. Natural Cooling“ : естественное охлаждение.

С помощью функции „Natural Cooling“ тепловой насос извлекает холод из земли или грунтовых вод, который в жаркие дни служит для охлаждения помещений (необходимо дополнительное устройство).

Основные преимущества:

· Двухступенчатое исполнение мощностью до 106,8 кВт;

· Для моновалентного режима работы - отопление и подготовка горячей воды;

· Также предусмотрен режим в комбинации со вторым источником тепла или вторым тепловым насосом (каскад);

· Высокая безопасность эксплуатация, надежность и бесшумность благодаря компрессору Scroll;

· Двухступенчатое исполнение делает возможным частичную загрузку;

· Удобное управление CD 70 через меню;

· Мощность: рассольно-водяной тепловой насос от 39,6 до 81,2 кВт, водо-водяной тепловой насос от 52 до106,8 кВт.

2.8 Расчёт рекуперативного теплообменника

1. Определение массовых секундных расходов теплоносителей. (2.27)

На основе уравнения теплового баланса (при отсутствии потерь тепла и фазовых

переходов теплоносителей)

где изменение энтальпии теплоносителей находится по формуле (2.28)

Где G_в, G_г -массовый секундный расход теплоносителей, в котором для газа

Дt_г=t'_г-t''_г=250-35=215 ⁰С, для водыДt_в=t''_в-t'_в=65-15=50 ⁰С.

2.Определение температурных условий работы теплообменника.

Находим среднюю по длине теплообменника температуру нагреваемой среды при условии, что нагрев ее в теплообменнике сравнительно мал:

Средняя по длине теплообменника температура греющей среды

где среднелогарифмический температурный напор между теплоносителями

Если то

По полученным значениям t_срв и t_срг определяются необходимые теплофизические характеристики теплоносителей: Pr, м, C_p, н, л, с:

с_г=P_г/RT_г=8500000/287 387=76.53 кг/м³

3. Определение коэффициентов теплоотдачи

Коэффициент теплоотдачи от охлаждаемого газа к стенке трубки определяют с учетом числа трубок, по которым он протекает, ориентировочно это число может быть найдено по формуле:



(2.29)

Принимаем количество трубок n=61.

Скорость газа в трубах принимается равной w_г=20…60 м/с при р<0.5 МПа. В нашем случае при р>0.5 МПа скорость принимаем w_г= 30 м/с. Для воды скорость принимаем w_в= 2 м/с, а диаметр трубки d_вн= 10 мм. Вычислив число трубок и округлив его согласно табл.3 так, чтобы они заполняли всю трубную решетку, по n_пол=61 находим значение действительной скорости газа из формулы (2.29).

Полученная скорость отличается на 5% от рекомендованной (или желаемой), что удовлетворяет погрешности 10%. Определяем предварительно критерий Рейнольдса:

вычисляем значение коэффициента теплоотдачи из уравнения:

учитывая также критериальное уравнение (применимо к газу и воде):

Имеем

Где б_г = 1.05 - коэффициент, учитывающий влияние температурного фактора для охлаждаемого газа.

Находим коэффициент теплоотдачи от трубок охлаждающей воде, для чего предварительно определяем проходное (живое) сечение межтрубного пространства.

Геометрические размеры поперечного сечения теплообменника должны удовлетворять условию,

где d_нар=dвн+2д

Следовательно, внутренний диаметр кожуха:

На схеме трубной доски размещаем отверстия под трубки с шагом b=(1.25..1.3)d_вн или b= D_вн/m=0.140/9=0.016, где m=9- число трубок, укладываемых на диагонали (табл.3,[4]).В любом случае шаг не должен быть менее b_min=(1.25_...1.3)d_нар=9^*1.25= =0.018 м.Т.к шаг не удовлетворяет этому условию, то его надо увеличить и, определив вновь диаметр кожуха D_вн=bm=0.018*9=0.158 м, оценить новое значение скорости воды в межтрубном пространстве, используя формулы:

Вновь полученная скорость должна быть не менее 0,5 м/с .В нашем случае скорость воды удовлетворяет этому условию.

В дальнейшие расчеты вводить только скорректированные размеры. Для удобства следует изобразить схему и все размеры межтрубной доски и кожуха. Число Рейнольдса для воды:

где

Коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к воде (жидкости) вычисляется по формуле:

где б_в = 1.02 - коэффициент, учитывающий влияние температурного фактора для нагреваемой воды.

4. Определение коэффициента теплопередачи

Коэффициент теплопередачи определяется по формуле: (2.30)

При вычислении К необходимо соблюдать следующие правила:

если б_г>б_в то d_ср=d_нар

если б_г=б_в то d_ср=(d_вн+d_нар)/2

если б_г<б_в то d_ср=d_вн

При малой относительной толщине стенки трубки d_нар/d_вн <1.5 можно воспользоваться соотношением:

Погрешность расчета не превышает 3%. Коэффициент R_заг учитывающий загрязнение стенок в ходе эксплуатации теплообменника, снижает обычно коэффициент теплопередачи на 20...30%.Принимаем d_ср=d_вн=0.01. R_заг=0.

Выбираем материал трубок бронза , R_ст=226.785

5. Определение площади поверхности охлаждения

Определение площади поверхности охлаждения производим по основному выражению для теплопередачи:

Q=KFДt_ср

Откуда F=Q/KДt_ср=2515000/2470.493*74.17=13.725

Зная площадь, нетрудно определить длину труб.

Остальные размеры теплообменника определяются с учетом правильного устройства подводящих каналов для прохода воды. Скорости теплоносителя в подводящем коллекторе и штуцере должны быть примерно равны. В этом случае их подводящие сечения связаны между собой равенством

т.е.

F_шт=F_кан=F_отв

Здесь площадь сечения

Округлив значение d_шт (в сторону увеличения) принимаем d_шт=0.09, определяем размеры подводящих каналов:

· ширина кольцевого коллектора b_кол=d_шт/4=0.09/4=0.023

· высота кольцевого коллектора h₁=1.57d_шт=1.570.09=0.141

· высота круглого подхода к трубкам h₂=d_шт/4D_кож=0.09/40.158=0.143

· диаметр наружного кожуха кольцевого канала (коллектора)

D_кол=D_кож+2b_кол=0.158+20.023=0.203

Если высота больше половины длины труб, то делают два подводящих штуцера. В нашем случае один.

2.9 Расчет тепловой изоляции кожуха теплообменника

Расчет заключается в следующем. Оценивается величина тепловых потерь теплообменника в окружающую среду Q_пот. В случае превышения этих потерь по сравнению с допустимыми Q_{пот.доп.} приступают к выбору способа тепловой защиты. В нашем случае рекомендуется покрытие кожуха теплообменника слоем теплоизоляционного материала. Выбор марки материала и его толщины д_из осуществляется из условия оптимального сочетания значений коэффициента теплопроводности теплоизоляции и ее толщины - факторов, определяющих массу, стоимость и габариты готовой конструкции теплообменника.

Величину тепловых потерь от неизолированного кожуха теплообменника в окружающую среду с температурой t_окр, толщиной стенки стального кожуха д_ст при известной средней температуре воды t_срв и коэффициенте теплоотдачи б_в, можно найти, если известен коэффициент теплоотдачи б_окр от кожуха окружающему воздуху.

В зависимости от заданных условий эксплуатации для случая естественной конвекции определим б_окр:

· горизонтальное расположение теплообменника

Критерий Нуссельта определяем из соотношений.Следует учесть, что

· для горизонтального расположения теплообменника

если соблюдается условие: 10³<(GrPr)_ж<10⁸. Если же (GrРr)_ж>10⁹, пользуются критериальным соотношением:

В нашем случае 10³<(20.26310⁶0.688)_ж<10⁸

Критерий Грасгофа

· для горизонтального расположения теплообменника,

В обоих случаях g=9.81 м/с², в=1/T_окр=1/283=0.004, Дt=t_срв-t_окр =40-10=30

Параметры окружающего воздуха н_ж= н_в=с_в/м_в=0.00002188/79.4=0.00001416, Pr_ж=Pr_в и Pr_ст=0.705 для заданной t_окр= 10 С.



Вычислим величину тепловых потерь, так как D_нар/D_вн <1.5

В случае Q_пот>Q_{пот.доп} на 5% приступаем к выбору оптимальной тепловой изоляции кожуха теплообменника. В нашем случае Q_пот<Q_{пот.доп} поэтому выбор оптимальной тепловой изоляции не проводим.

2.10 Гидравлический расчет теплообменника

Гидравлический расчет теплообменника необходим, потому что между теплопередачей и потерей давления существует тесная физическая и экономическая связь. Чем больше скорость теплоносителей, тем выше коэффициент теплопередачи и тем компактнее для заданной тепловой производительности теплообменник, а следовательно, меньше капитальные затраты. Но при этом растет сопротивление потоку и возрастают эксплуатационные затраты.

Основной задачей гидромеханического расчета является определение потери давления теплоносителя при прохождении его через аппарат.

Полный перепад давления, необходимый при движении жидкости или газа через теплообменник, определится по формуле:

где слагаемые - суммарные потери сопротивления трения на всех участках, местные потери давления, потери обусловленные ускорением потока в канале и затраты на преодоление самотяги. В нашем случае учтем первые три вида потерь, определяемые по формулам (для воды):

Т. к Re_в>2500, то движение среды турбулентное и тогда

n_кан - число подводящих воду каналов (штуцеров).

Местное сопротивление при продольном омывании пучков вдоль оси рассчитывается по формуле :

· для шахматных пучков при b₁/d_нар<b₂/d_нар

ж_мест=(4+6,6m)Re^-0.28=0.01

Здесь m - число рядов в пучке в направлении движения потока для каналов обычно ж_мест = 0.01...0.05

Гидравлическое сопротивление подводящих воду каналов должно быть меньше гидравлического сопротивления межтрубного пространства:

или Дp_кан<Дp_в, Дp_кан 0.75Дp_в=6 299 250 Па, т.к Дp_в= 8 399 000 Па.

Мощность, затрачиваемая на перемещение теплоносителей через межтрубное пространство, определяется по соотношению:

При выборе оптимальных форм и размеров поверхности нагрева теплообменника принимают наивыгоднейшее соотношение между поверхностью теплообмена и расходом энергии на движение теплоносителей. Это соотношение устанавливается на основе специальных технико-экономических расчетов.