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

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

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

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 τО = 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.

.1 Общий объем производственных помещений

п.общ = ΣVН; м.п.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).Т = 9135*0.65*(18 -(-28))= 273136 ккал/ч =317657 Вт

2.3 Объем непроизводственных помещений

Н.общ = ΣVНin; м3,Н.общ = 500+96=596 м3

2.4 Расход тепла на отопление непроизводственных помещений

Т.Н =VН.ОБЩ* хо *(tВН - tH ); ккал/ч,

где хо =0,4 ккал/(м3 *ч* ˚C)= 0,46 Вт/( м3 ˚К)Т.Н = 596*0.4*(14 - (-28)) =10012 ккал/ч =11643 Вт.

2.5 Расход тепла на отопление административно-бытового корпуса

А.К =VН * хо *(tВН - tH ); ккал/ч

где хо =0,36 ккал/(м3 *ч* ˚C)= 0,41 Вт/( м3 ˚К)А.К = 3800*0.36*(18 -(-28)) = 62928 ккал/ч=73185 Вт

2.6 Максимальный расход тепла на вентиляцию производственных помещений

В.ПР=VН * хв*(tВН - tH); ккал/ч,

где хв =0,62 ккал/(м3 *ч* ˚C)= 0,73 Вт/( м3 ˚К)В.ПР = 9135*0.62*(18-(-17)) = 96300 ккал/ч =111996 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 = 108000 м3. Тогда максимальный часовой расход тепла на отопление будет равным:

О.Ж =VН * хо *(tВН - tH ); ккал/ч,

где хо =0,3 ккал/(м3 *ч* ˚C)= 0,34 Вт/( м3 ˚К),О.Ж =108000*0.3*(18 -(28)) = 1490400ккал/ч= 1733334 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:

О.B2 = 230*1800 = 414000 ккал/ч = 481482 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:

= 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:

= (Z1/2.5);= 1800/2.5 = 720;́ГОД = 0.4 Гкал/год = 1.67 ГДж/год;

при τГОД = 4704 часов :БЫТ = Z1*qMAX + Z2*( qГОД / τГОД); ккал/ч,БЫТ = 1800*360 + 720*(400000/4704) = 709224 ккал/ч =824827 кВт

б) годовой расход тепла на горячее водоснабжение:

БЫТ = Z1*qГОД - Z2*q́ГОД; Гкал/год,ГОД =1.23 Гкал/год,БЫТ = 1800*1.23 +720*0.4 = 2502 Гкал/год =10475 ГДж/год.

2.10 Годовой расход тепла на отопление

а) производственных зданий:

П=VН* хо*(tВН- tH)*τО; Гккал/год
П=9135*0.65*(18 -(4.5))*4704 =628,451 Гккал/год =2581,08 ГДж/год

б) непроизводственных помещений:

НП =VН.П* хо *(tВН - tH)*τО; Гкал/год,НП = 596*0.4*(18 - (-4.5)*4704 = 25,2 Гкал/год = 103,57 ГДж/год

в) административно-бытового корпуса:

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

Ж.М =VЖ.М* хо *(tВН - tH )*τО; Гкал/год,Ж.М =108000 м3*0.3*(18 - (-4.5))*4704 = 3429,01 Гкал/год = 14093,2 ГДж

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

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

2.11 Годовой расход тепла на вентиляцию производственных помещений

QВ =VП* хо *(tВН - tH )*τО*ψ; Гкал/год,В = 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

ч = 150*q; Гкал/час,= 19,7 Ккал/час/1а.м.,ч = 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:

год = Qч*196*3; Гкал/год,год = 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;ч = Gдв*β*Сср*(t2 - t1)/(τгод*ηпод ); ккал/ч,

β = 0.275; Сср = 0.3 ккал/(кг* К) = 1.26 кДж/(кг* К);дв = 600 кг; τ = 1 час; ηпод = 0.5ч = 600*0.275*0.3*100/0.5 = 9850ккал/ч =10300 Вт

б) часовой расход на прогрев 250 двигателей

qч,250 = qч*250; Гкал/ч,ч,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

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

г) годовой расход на прогрев 250 двигателей

год,250 = qгод,1*250; Гкал/год,год,250 = 2,5*250 = 625 Гкал/год = 2611 ГДж/год.

Составляем сводную таблицу тепловых нагрузок:

Таблица 1 - Тепловые нагрузки котельной автохозяйства

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 = ΣQmax*(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- Энтальпия конденсата, возвращаемая в котельную, ik = 70 ккал/кг = 70*4.19 =293 кДж/кг;

Кс. н =0.03;

Кт. н = 0.1;

ΣQmax = 8,51 Гкал/ч = 9,88 МВт.

Тогда для максимально-зимнего режима будем иметь:

Дmax = 8,51*10^6 (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*10^6* (1 + 0.03)/[(667 - 70)*(1 - 0.1)*10] = 19656 т/ч = 25*10 кг/год;

Число часов использования максимума тепловой нагрузки за год:

τmax = Дгод/Дmax = 25000/22 = 1136 ч/год

4. Конструктивный тепловой расчет сетевого горизонтального пароводяного подогревателя

.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:

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:

сет.в = Qот /Св*(tгв - tоб); кг/с,сет.в = 2384/4.19*(130 - 70) = 40,66 т/ч=11,29 кг/с.

е) Находим количество тепла, передаваемого в основном подогреве:

о.п = Q от*[(iп - i×к)*(iп - iØк)],

Гдеп, i×к, iØк - (кДж/кг) соответственно энтальпия сухого, насыщенного пара и его конденсата при Pп = 6 бар;

Øк = 90˚С;

iØк = tØк*4.19;

iØк = 90*4.19 = 377 кДж/кг;о.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 t×об после охладителя конденсата определяется из уравнения теплового баланса водоводяного охладителя конденсата:

к*( i×к - iØк)*ηп = Gсет.в*Св*( t×об - tоб),

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

Определяется расход из уравнения:

к = Дп = Qо.т /( i×к - iØк)*ηп;т/ч,к = 2384/(2756.9 - 376)*0.98 = 1,11 кг/с = 3,99 т/ч

t×об = tоб + [Gк*( i×к - iØк)*ηп]/(Gсет.в*Св);

t×об = 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:

о.х = Gк*( i×к - iØк)*ηп;о.х = 1,11*(670.6 - 376)*0.98 = 356,5 кВт

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

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

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*Δt),

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

Δt - температурный напор,

Δt = [tн - (tг.в + t×об)/2] = [159 - (130 + 77.45)/2] = 55.28˚С.

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

в = G сет.в/(Wв*ρв),

где Wв - средняя скорость воды внутри трубок теплообменника,в = 1м/с; ρв - плотность или удельный вес воды при её средней температуре:

ср = 0.5*(tг.в + t×об) = 0.5*(130 + 77.45) = 103.72˚С.

При этой температуре ρв = 950 кг/м.

Т.о.

пвп = 2733,1/(3.0*55.28) = 16,48 м;в = 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

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:

в.д = G сет.в/( fв*ρв);в.д = 12,4/(0.0038*950) = 3,43 м/с

Число Рейнольдса, при этой скорости:

е ж = (Wв.д*dвн/υж);е ж = (3,43*0.014/0.272*10) = 176544,

т.о. режим движения в трубах турбулентный (т.к. Rе ж > 10000).

Среднелогарифмический температурный напор между теплоносителями в теплообменнике:

Δtср = (Δtб - Δtм)/[2.3*lg(Δtб/ Δtм)];

Δtср = (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:

α2 = 0.023*(λж/dвн)*( Wж*dвн/νж) *Рr ж ,

где λж = 0.684 (Вт/м К); νж = 0.282*10 м /с; Рr ж = 1.6

Тогда:

α2 = 0.023*(0.684/0.014)*(3,43*0.014/0.282*10)*1.6 = 11951,7 Вт/(м *К) = 10310,9 ккал/(м *ч*К).

Определим коэффициент теплоотдачи от греющего пара к наружной поверхности трубок α1:

Средняя температура поверхности стенки со стороны пара:

ст = tп - [α2*(tп - t ср)/(α1+ α2)],

где tп - температура конденсирующегося пара.

Задаемся предварительно значением α1 = 6000 Вт/(м *К),

Тогда:

ст = 159 -[11951,7*(159 - 103.72)/(11951,7 + 6000)] = 122,2˚С.

Коэффициент теплоотдачи находим по уравнению:

α1 = 0.725*[( λж *ρж*r*g)|( νж*Δt*dн*n)],

где λж = 0.683 Вт/(м*К) - коэффициент теплопроводности пленки конденсата при t к = 159˚С;

νж = 0.191*10 м /с; ρж = 910 кг/м - плотность конденсата при t к = 159˚С;= 2086.3 кДж/кг - теплота парообразования при давлении конденсирующего пара;= 9.8 м/с - ускорение свободного падения;

Δt = tн - tст == 159 - 121.6 = 37.4˚С - температурный напор между греющим парром и поверхностью пучка трубок;н = 0.016 м - наружный диаметр трубок в пучке; n = 16 - число рядов труб по вертикали.

Подставляем найденные величины в уравнение:

α1 = 0.725*[(0.683*910*2086.3*9.8)/(0.191*10 *37*0.009*8)] = 7532,2 Вт/(м *К);

Несовпадение принятого α1 и полученного составляет:

[(6000 - 7532,2)/6000]*100 = 25%,

допускается до 4%, уточняем расчет, для чего принимаем во втором приближении α1 = 7400 Вт/(м *К);

ст = 159 -[11951,7*(159 - 103.72)/(11951,7 + 7400)] = 121˚С;

α1 = 0.725*[(0.683*910*2086.3*9.8)/(0.191*10 *36*0.009*8)] = 7680 Вт/(м *К);

Несовпадение принятого α1 и полученного составляет:

[(7680-7400)/7400]*100 = 3,8%.

Термическое сопротивление латунной стенки трубки, при толщине стенки 1 мм и коэффициенте теплопроводности λст = 105 Вт/(м*К), составляет (δст/ λст) = (0.001/105) м *К/Вт.

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

к =1/[(1/α1) + (δст/ λст) + (1/α2)];

к =1[(1/7680) + (0.001/105) + (1/10311)] = 4225 Вт/(м *К);

Поверхность нагрева аппарата по уравнению теплопередачи составит:

пвп = Qо.п /(к*Δtcp);пвп = 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 β, с учетом которого уравнение теплопередачи запишется в виде:

 = β*k*Δtcp*F.

где β= 0.8; тогдапвп = Qо.п /(к*Δtcp*β);

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 β 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.

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