Расчет и компоновка основных элементов тепловой схемы производственно-отопительной котельной автохозяйства

Тип работы:
Контрольная
Предмет:
Физика


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

МИНОБРНАУКИ РОССИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

«Ярославский государственный технический университет»

Кафедра «Двигатели внутреннего сгорания и теплотехники»

Контрольная работа

по дисциплине «Теплоснабжение промышленных и гражданских объектов»

Тема: Расчет и компоновка основных элементов тепловой схемы производственно-отопительной котельной автохозяйства

2015

Введение

В данной работе предстоит произвести расчет теплопотребления автотранспортного предприятия с автопарком на 250 автомобилей и жилым массивом с 1800жителями, расположенном в городе Саратов. По полученным данным произвести выбор парового котла.

1. Исходные данные для расчета

Место расположения автохозяйства — г. Саратов.

Климатологические данные района:

средняя температура наиболее холодной пятидневки tН = - 28? C.

расчетная зимняя температура проектируемой вентиляции tН = - 17? C.

средняя зимняя температура отопительного периода tСР = - 4. 5? C.

продолжительность отопительного периода 196 суток или фО = 4704 ч.

Состав корпусов (цехов) автохозяйства и их наружный объем.

Распределение строительного объема по корпусам автохозяйства:

Контрольно-пропускной пункт — 500 м³.

Механизированная мойка машин — 850 м³.

Поточный профилакторий — 2200 м³.

Ремонтная мастерская — 6000 м³.

Административно-бытовой корпус — 3800 м³.

Складские помещения — 96 м³.

Кузнечно — сварочный цех — 85 м³.

Количество машин в хозяйстве — 250.

Количество жителей в отапливаемом от котельной предприятия жилом массиве — 1800 человек.

2. Расчет тепловых нагрузок.

2.1 Общий объем производственных помещений

Vп. общ = УVН; м.

Vп. общ= 850+2200+6000+85=9135 м

2.2 Расход тепла на отопление производственных помещений автохозяйства

QOТ =VН*хо*(tВН — tH); Вт,

где хо= 0,65 ккал/(м3 *ч* ?C)= 0,73 Вт/(м3 ?К).

QOТ = 9135*0. 65*(18 -(-28))= 273 136 ккал/ч =317 657 Вт

2.3 Объем непроизводственных помещений

VН. общ = УVНin; м3,

VН. общ = 500+96=596 м3

2.4 Расход тепла на отопление непроизводственных помещений

QOТ.Н =VН. ОБЩ* хо *(tВН — tH); ккал/ч,

где хо =0,4 ккал/(м3 *ч* ?C)= 0,46 Вт/(м3 ?К)

QOТ.Н = 596*0. 4*(14 — (-28)) =10 012 ккал/ч =11 643 Вт.

2.5 Расход тепла на отопление административно-бытового корпуса

QА.К =VН * хо *(tВН — tH); ккал/ч

где хо =0,36 ккал/(м3 *ч* ?C)= 0,41 Вт/(м3 ?К)

QА.К = 3800*0. 36*(18 -(-28)) = 62 928 ккал/ч=73 185 Вт

2.6 Максимальный расход тепла на вентиляцию производственных помещений

QВ. ПР=VН * хв*(tВН — tH); ккал/ч,

где хв =0,62 ккал/(м3 *ч* ?C)= 0,73 Вт/(м3 ?К)

QВ. ПР = 9135*0. 62*(18-(-17)) = 96 300 ккал/ч =111 996 Вт

В непроизводственных помещениях вентиляцию не устанавливаем.

2.7 Расход тепла на отопление жилых и вентиляция коммунально-бытовых зданий в жилом массиве

Общая кубатура жилых зданий (из расчета 60 м на одного жителя) составляет — 1800*60 = 108 000 м³. Тогда максимальный часовой расход тепла на отопление будет равным:

QО.Ж =VН * хо *(tВН — tH); ккал/ч,

где хо =0,3 ккал/(м3 *ч* ?C)= 0,34 Вт/(м3 ?К),

QО.Ж =108 000*0. 3*(18 -(28)) = 1 490 400ккал/ч= 1 733 334 Вт

2.8 Максимальный часовой расход тепла на отопление и вентиляцию культурно-бытовых зданий берется из расчета 230 ккал/ч = 267 Вт на жителя

QО. B2 = qMAX* Z1; ккал/ч,

где Z1 — количество человек в жилом массиве.

Тогда:

QО. B2 = 230*1800 = 414 000 ккал/ч = 481 482 Вт

2.9 Определяем расход тепла на горячее водоснабжение в производственных цехах и жилом массиве

а) максимальный часовой расход тепла на горячее водоснабжение:

для этого предварительно составим уравнения:

Z1 = 1800 чел; qMAX = 360 ккал/ч = 416.2 Вт,

где Z1 — число рабочих и служащих предприятия, пользующихся горячим водоснабжением, находим, принимая коэффициент семейственности равным 2.5. Тогда:

Z2 = (Z½. 5);

Z2= 1800/2.5 = 720;

qмГОД = 0.4 Гкал/год = 1. 67 ГДж/год;

при фГОД = 4704 часов:

QБЫТ = Z1*qMAX + Z2*(qГОД / фГОД); ккал/ч,

QБЫТ = 1800*360 + 720*(400 000/4704) = 709 224 ккал/ч =824 827 кВт

б) годовой расход тепла на горячее водоснабжение:

QБЫТ = Z1*qГОД — Z2*qмГОД; Гкал/год,

qГОД =1. 23 Гкал/год,

QБЫТ = 1800*1. 23 +720*0.4 = 2502 Гкал/год =10 475 ГДж/год.

2. 10 Годовой расход тепла на отопление

а) производственных зданий:

QП=VН* хо*(tВН- tH)*фО; Гккал/год

QП=9135*0. 65*(18 -(4. 5))*4704 =628,451 Гккал/год =2581,08 ГДж/год

б) непроизводственных помещений:

QНП =VН. П* хо *(tВН — tH)*фО; Гкал/год,

QНП = 596*0. 4*(18 — (-4. 5)*4704 = 25,2 Гкал/год = 103,57 ГДж/год

в) административно-бытового корпуса:

QА.Б =VА. Б* хо *(tВН — tH)*фО Гкал/год,

QА.Б =3800*0. 35*(18 — (-4. 5)*4704 = 140,7 Гкал/год = 568,2 ГДж/год

г) жилых и коммунально-бытовых зданий в отапливаемом жилом массиве:

QЖ.М =VЖ. М* хо *(tВН — tH)*фО; Гкал/год,

QЖ.М =108 000 м3*0. 3*(18 — (-4. 5))*4704 = 3429,01 Гкал/год = 14 093,2 ГДж

е) отопление и вентиляция культурно-бытовых зданий жилого массива:

QЖ.М.В = Z1*qMAX фО = 230*1800*4704=1947,45 Гкал/год=8004 ГДж/год.

2. 11 Годовой расход тепла на вентиляцию производственных помещений

QВ =VП* хо *(tВН — tH)*фО*ш; Гкал/год,

QВ = 9135*0. 6*(18-(-4. 5))*4704*0.5 = 290 Гкал/год = 1191,9 ГДж/год.

Расход тепла на обогрев холодных автомобилей, въезжающих в помещение, и на нагрев холодного воздуха, проникающего в помещение через открытые ворота. (100 машин при въезде в теплый гараж-стоянку, 50 машин при въезде в хранение в поточном профилактории в нерабочее время зимой).

Для марки МАЗ при tH = t H = - 28? C и tB = 19? C имеем:

а) часовой расход на нагрев всех машин

Qч = 150*q; Гкал/час,

q= 19,7 Ккал/час/1а.м. ,

Qч = 150*19. 7*10 = 2. 95 Гкал/ч = 3. 42 МВт;

б) годовой расход, при продолжительности прогрева 3 часа в сутки и продолжительности отопительного периода 196 суток, составит:

Qгод = Qч*196*3; Гкал/год,

Qгод = 2. 95*196*3 =1734,7 Гкал/год = 7129,2 ГДж/год

Расход тепла на предпусковой прогрев двигателей машин, хранящихся на открытой стоянке

а) часовой расход на прогрев одного двигателя типа МАЗ при

(t2 — t1) = 100? C;

qч = Gдв*в*Сср*(t2 — t1)/(фгод*зпод); ккал/ч,

в = 0. 275; Сср = 0.3 ккал/(кг* К) = 1. 26 кДж/(кг* К);

Gдв = 600 кг; ф = 1 час; зпод = 0. 5

qч = 600*0. 275*0. 3*100/0.5 = 9850ккал/ч =10 300 Вт

б) часовой расход на прогрев 250 двигателей

qч, 250 = qч*250; Гкал/ч,

qч, 250 = 9850*250 = 2,46 Гкал/ч = 2,85 МВт

в) годовой расход на подогрев одного двигателя при работе подогревательной установки в среднем 1 час в сутки

qгод, 1 = qч*218; Гкал/ч,

qгод, 1= 9850*218 = 2,5*10 ккал/год = 2,5 Гкал/год = 10,45 ГДж/год;

г) годовой расход на прогрев 250 двигателей

qгод, 250 = qгод, 1*250; Гкал/год,

qгод, 250 = 2,5*250 = 625 Гкал/год = 2611 ГДж/год.

Составляем сводную таблицу тепловых нагрузок:

Таблица 1 — Тепловые нагрузки котельной автохозяйства

№ п/п

Вид теплового потребления предприятием

Максимальный часовой расход

Годовой расход

Гкал/ч

МВт

Гкал/год

ГДж/год

I

Отопление:

1

производственных помещений

0,273

0,317

628,45

2581,08

2

непроизводственных помещений

0,0100

0,0110

25,20

103,57

3

административно-бытового корпуса

0,6 292

0,7 318

140,70

568,20

4

жилых и коммунально-бытовых зданий в жилом районе

1,4904

2,088

3429,01

14 093,20

5

отопление и вентиляция культурно-бытовых зданий в жилом районе

0,41 400

0,48 148

1947,45

8004,00

II

Горячее водоснабжение в производственных цехах и жилом районе

0,70 922

0, 824 827

2502,00

10 475,00

III

Вентиляция производственных помещений

0,9 630

0,1119

290

1191,90

IV

Обогрев машин, въезжающих в помещение

2,95

3,42

224,8

939

V

Предпусковой прогрев машин открытого хранения

2,46

2,85

625

2611

ИТОГО

8,51

9,88

9812,18

40 328,05

3. Определение паропроизводительности котельной

котельная подогреватель теплоноситель

Производительность котельной определим для двух характерных режимов её работы: максимально-зимнего и минимально-летнего (при отсутствии расходов тепла на отопление зданий, обогрев машин и вентиляции).

Дmax = УQmax*(1+ Кс. н)/[(i — ik)*(1 — Кт. н)]; т/ч,

энтальпия (теплосодержание) насыщенного пара, принимается при Р = 14 бар (абс), i= 2789.7 кДж/кг = 667 ккал/кг. Э

ik — Энтальпия конденсата, возвращаемая в котельную, ik = 70 ккал/кг = 70*4. 19 =293 кДж/кг;

Кс. н =0. 03;

Кт. н = 0. 1;

УQmax = 8,51 Гкал/ч = 9,88 МВт.

Тогда для максимально-зимнего режима будем иметь:

Дmax = 8,51*106 (1 + 0. 03)/[(667 — 70)*(1 — 0. 1)*10] = 16,313 т/ч = 4,444кг/с

Соответственно для минимально-летнего режима (только горячее водоснабжение):

Дmin = Qгор*(1+ Кс. н)/[(i — ik)*(1 — Кт. н)];

Дmin= 0,709* (1 + 0. 03)/[(667 — 70)*(1 — 0. 1)*] = 1,354 т/ч = 0,377 кг/с

Компоновка котельной

По полученым данным выбираем два котла ДКВР — 10 — 13, без пароперегревателей. Запас по паропроизводительности в условиях, лета — 36%; зимы — 26%.

Номинальная паропроизводительность котельной Дmax=20 т/ч = 6,09кг/с;

Годовое производство пара котельной:

Дгод = Qгод*(1 + Кс. н)/[(i — ik)*(1 — Кт. н)];

Дгод = 9812,18*106* (1 + 0. 03)/[(667 — 70)*(1 — 0. 1)*10] = 19 656 т/ч = 25*10 кг/год;

Число часов использования максимума тепловой нагрузки за год:

фmax = Дгод/Дmax = 25 000/22 = 1136 ч/год

4. Конструктивный тепловой расчет сетевого горизонтального пароводяного подогревателя

4. 1 Исходные данные для расчета

Рисунок 1 — Расчетная тепловая схема пароводяного и водоводяного подогревателей сетевой воды: 1 — потребители тепла на отопление, 2 — охладитель конденсата сетевого подогревателя, 3 — пароводяной подогреватель сетевой воды, 4 — сетевой (циркуляционный) насос

б) Количество тепла, передаваемого обоим теплообменниками в систему отопления:

Q от =0,273+0,0100+0,0629+1,4904+0,4140=2,0503 Гкал/ч =2,384 МВт

в) Расчетная тепловая схема пароводяного подогревателя воды:

Рисунок 2 — Схема движения теплоносителей в пароводяном теплообменнике: а) схема движения теплоносителей в пароводяном теплообменнике, б) характер распределения температур по его поверхности

г) Определяем расход сетевой воды через пароводяной и водоводяной подогреватели:

G сет. в = Qот /Св*(tгв — tоб); кг/с,

G сет. в = 2384/4. 19*(130 — 70) = 40,66 т/ч=11,29 кг/с.

е) Находим количество тепла, передаваемого в основном подогреве:

Qо.п = Q от*[(iп — iЧк)*(iп — iШк)],

Где

iп, iЧк, iШк — (кДж/кг) соответственно энтальпия сухого, насыщенного пара и его конденсата при Pп = 6 бар;

tШк = 90? С;

iШк = tШк*4. 19;

iШк = 90*4. 19 = 377 кДж/кг;

Qо.п = 2384*[(2756.9 — 670. 6)*(2756.9 — 377)] = 2187 кВт = 1,880 Гкал/кг

ж) Определяем температуру обратной сетевой воды после охладителя конденсатора и количество тепла, передаваемого конденсатом в теплообменнике. Температура обратной сетевой воды tЧоб после охладителя конденсата определяется из уравнения теплового баланса водоводяного охладителя конденсата:

Gк*(iЧк — iШк)*зп = Gсет. в*Св*(tЧоб — tоб),

где Gк — расход конденсата через его охладитель, кг/с

Определяется расход из уравнения:

Gк = Дп = Qо. т /(iЧк — iШк)*зп; т/ч,

Gк = 2384/(2756.9 — 376)*0. 98 = 1,11 кг/с = 3,99 т/ч

tЧоб = tоб + [Gк*(iЧк — iШк)*зп]/(Gсет. в*Св);

tЧоб = 70 + [1,34*(670.6 — 376)*0. 98]/(22. 17*4. 19) = 70 + 7. 45 = 77. 45? С.

Тепло, отданное конденсатом пара, в водоводяном подогревателе составит:

Qо.х = Gк*(iЧк — iШк)*зп;

Qо.х = 1,11*(670.6 — 376)*0. 98 = 356,5 кВт

Принимаем окончательно, с учетом КПД охладителя конденсата, тепловую нагрузку:

Qо.п = Qо. т — Qо. х;

Qо.п = 2384 — 356,5=2027,5 кВт = 1,743 Гкал/кг

5. Конструктивный тепловой расчет теплообменника

Данный расчет является конструктивным, т.к. основной определяемой величиной является поверхность теплопередачи аппарата. Конструкция аппарата уже задана.

Все исходные данные сводим в таблицу:

Таблица 2 — Исходные данные для расчета пароводяного подогревателя

Наименование величин

Обозначение

Размерность

Величина

Количество подогреваемой сетевой воды

G сет. в

кг/с

11,3

т/ч

40,6

Температура воды на входе в подогреватель

tЧоб

?С.

77. 45

Температура воды на выходе из подогревателя

tг. в

?С.

130

Давление греющего пара

Р

бар (абс)

6. 0

Энтальпия греющего пара при давлении Р = 6 бар (абс)

iп = i

кДж/кг

2756. 9

Температура пара, пос- тупающего в подогреватель при Р = 6 бар (абс)

tп

?С.

159

Энтальпия конденсата греющего пара на выходе из подогревателя, при Р = 6 бар (абс)

iЧк

кДж/кг

670. 6

Температура насыщения гре- ющего пара при Р = 6 бар (абс)

tн = tп

?С.

159

Количество тепла, передаваемо- го в подогревателе паром воде

Qо. п

кВт

2027,5

Количество греющего пара, про- текающего через подогреватель

Дп

кг/с

1,34

т/ч

4,73

Для определения конкретного типоразмера пароводяного подогревателя предварительно определим его теплопередающую поверхность и проходное поперечное сечение трубок для обогреваемой сетевой воды по формуле:

Fпвп = Qо. п /(к*Дt),

где к — коэффициент теплопередачи подогревателя, к = 30.0 кВт/(м *К);

Дt — температурный напор,

Дt = [tн — (tг.в + tЧоб)/2] = [159 — (130 + 77. 45)/2] = 55. 28? С.

Живое (проходное) поперечное сечение для обогреваемой воды, м:

fв = G сет. в/(Wв*св),

где Wв — средняя скорость воды внутри трубок теплообменника,

Wв = 1м/с; св — плотность или удельный вес воды при её средней температуре:

tср = 0. 5*(tг.в + tЧоб) = 0. 5*(130 + 77. 45) = 103. 72? С.

При этой температуре св = 950 кг/м.

Т.о.

Fпвп = 2733,1/(3. 0*55. 28) = 16,48 м;

fв = 12,4/(1. 0*950) = 0,0130 м.

По полученным данным предварительно выбираем подогреватель по отраслевой нормали МВН.

Наиболее подходящий типоразмер для данного примера будет:

КВН 1437 — 04. Конструктивная характеристика выбранного подогревателя следующая:

поверхность нагрева — 19,00 м

количество трубок — 100 шт.

длина трубок — 4080 мм

материал трубок — латунь

число ходов по сетевой воде — n = 4

живое сечение для прохода воды в одном ходе — fв = 0. 0038 м

число рядов трубок по вертикали — 8

наружный диаметр корпуса — 426 мм

вес подогревателя (без воды) — 803 кг

С учетом конструкции определим характеристики подогревателя, среднюю скорость воды в трубах, температурный напор и коэффициент теплопередачи.

Действительная средняя скорость воды внутри трубок подогревателя:

Wв.д = G сет. в/(fв*св);

Wв.д = 12,4/(0. 0038*950) = 3,43 м/с

Число Рейнольдса, при этой скорости:

Rе ж = (Wв. д*dвн/хж);

Rе ж = (3,43*0. 014/0. 272*10) = 176 544,

т.о. режим движения в трубах турбулентный (т.к. Rе ж > 10 000).

Среднелогарифмический температурный напор между теплоносителями в теплообменнике:

Дtср = (Дtб — Дtм)/[2. 3*lg (Дtб/ Дtм)];

Дtср = (159 — 77. 45) — (159 — 130)/[2. 3*lg (82. 45/29)] = 51,15?С.

Коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности трубок к нагреваемой воде при турбулентном режиме движении:

б2 = 0. 023*(лж/dвн)*(Wж*dвн/нж) *Рr ж ,

где лж = 0. 684 (Вт/м К); нж = 0. 282*10 м /с; Рr ж = 1. 6

Тогда:

б2 = 0. 023*(0. 684/0. 014)*(3,43*0. 014/0. 282*10)*1.6 = 11 951,7 Вт/(м *К) = 10 310,9 ккал/(м *ч*К).

Определим коэффициент теплоотдачи от греющего пара к наружной поверхности трубок б1:

Средняя температура поверхности стенки со стороны пара:

tст = tп — [б2*(tп — t ср)/(б1+ б2)],

где tп — температура конденсирующегося пара.

Задаемся предварительно значением б1 = 6000 Вт/(м *К),

Тогда:

tст = 159 -[11 951,7*(159 — 103. 72)/(11 951,7 + 6000)] = 122,2?С.

Коэффициент теплоотдачи находим по уравнению:

б1 = 0. 725*[(лж *сж*r*g)|(нж*Дt*dн*n)],

где лж = 0. 683 Вт/(м*К) — коэффициент теплопроводности пленки конденсата при t к = 159? С;

нж = 0. 191*10 м /с; сж = 910 кг/м — плотность конденсата при t к = 159? С;

r = 2086.3 кДж/кг — теплота парообразования при давлении конденсирующего пара;

g = 9.8 м/с — ускорение свободного падения;

Дt = tн — tст == 159 — 121.6 = 37. 4? С — температурный напор между греющим парром и поверхностью пучка трубок;

dн = 0. 016 м — наружный диаметр трубок в пучке; n = 16 — число рядов труб по вертикали.

Подставляем найденные величины в уравнение:

б1 = 0. 725*[(0. 683*910*2086. 3*9. 8)/(0. 191*10 *37*0. 009*8)] = 7532,2 Вт/(м *К);

Несовпадение принятого б1 и полученного составляет:

[(6000 — 7532,2)/6000]*100 = 25%,

допускается до 4%, уточняем расчет, для чего принимаем во втором приближении б1 = 7400 Вт/(м *К);

tст = 159 -[11 951,7*(159 — 103. 72)/(11 951,7 + 7400)] = 121? С;

б1 = 0. 725*[(0. 683*910*2086. 3*9. 8)/(0. 191*10 *36*0. 009*8)] = 7680 Вт/(м *К);

Несовпадение принятого б1 и полученного составляет:

[(7680−7400)/7400]*100 = 3,8%.

Термическое сопротивление латунной стенки трубки, при толщине стенки 1 мм и коэффициенте теплопроводности лст = 105 Вт/(м*К), составляет (дст/ лст) = (0. 001/105) м *К/Вт.

Коэффициент теплопередачи от греющего пара к нагреваемой воде при чистой поверхности трубок составит:

к =1/[(1/б1) + (дст/ лст) + (1/б2)];

к =1[(1/7680) + (0. 001/105) + (1/10 311)] = 4225 Вт/(м *К);

Поверхность нагрева аппарата по уравнению теплопередачи составит:

Fпвп = Qо. п /(к*Дtcp);

Fпвп = 2733,1/(4,225*51,15) = 12,6 м;

Запас — (19/12,6)*100 — 100 = 50%

В практических расчетах влияние загрязнения поверхностей нагрева и других, трудно учитываемых факторов, вызывающих отклонение фактических коэффициентов теплопередачи от расчетных, учитывается введением поправочного коэффициента в, с учетом которого уравнение теплопередачи запишется в виде:

Q = в*k*Дtcp*F.

где в= 0. 8; тогда

Fпвп = Qо. п /(к*Дtcp*в);

Fпвп = 2733,1/(4,225*51,15*0. 8) = 15,8 м, что на

(19/15,8)*100 — 100 = 20% превышает поверхность выбранного аппарата, который, однако, выбираем окончательно, т.к. величина в ориентировочна.

Заключение

В проделанной работе был произведен расчет нужд автопредприятия в отоплении, горячем водоснабжении, снабжения автохозяйства паром. Произведен выбор котла, был выбран паровой котел ДКВР — 10 — 13. Для нужд автопредприятия требуется два паровых котла ДКВР — 10 — 13 которые удовлетворяют нужды предприятия и имеют запас в зимний период 26% и 36% в летний период.

Список литературы

1. Веригин И. С. Тепловое хозяйство предприятий по эксплуатации и ремонту автомобилей и дорожно-строительных машин. -Изд. ЯрПИ, 1984−108с.

2. Веригин И. С. Теплоснабжение автохозяйств и баз механизации строительства. -Изд. ЯрПИ, 1982−76с.

3. Веригин И. С., Гирба Е. А. Сборник схем и чертежей теплоэнергетических установок. -Изд. ЯрПИ, 1983−98с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой