В качестве примера на рис. 1приведена функциональная схема энергосберегающей системы технического водоснабжения промпредприятия с наиболее полным использованием теплоты оборотной воды.
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.
2.3. 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
Vгв = 
=6,53 м3/ч
где с, ρ – удельная теплоемкость и плотность воды.
Температура подпиточной воды системы горячего водоснабжения на выходе из предварительного теплообменника
tпт = tнп - ∆tнг = 35-3=32 ℃
где ∆tнг – недогрев подпиточной воды в предварительном теплообменнике до температуры обратной воды, принимается ∆tнг =2…5℃.
Тепловая нагрузка предварительного теплообменника
Qпт = Vвгсρ(tпт- tхв) = 6,53 • 4,2 • 1 • (32 – 5) = 740,5/3,6 = 205,7 кВт
Теплопроизводительность теплонасосной установки
Q = Qо + Qв + Qгв = 280+140+380= 800 кВт.
Количество рабочих тепловых насосов
N = 
= 1,75 ≈ 2
где Qкн, Qмн – номинальная теплопроизводительность конденсатора и маслоохладителя выбранного теплового насоса /см. табл. 1 Приложения/.
Количество устанавливаемых тепловых насосов с учетом резерва
Nуст = N + 1 = 2 + 1 = 3
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 два рабочих и один резервный тепловые насосы.
Тепловые нагрузки конденсатора и маслоохладителя каждого теплового насоса в расчетном режиме
Qкм = 
= 297,15 кВт
Тепловая нагрузка испарителя конденсатора в расчетном режиме
Qк = Qкм – Qмн = 297,15 – 40 = 257,15 кВт
Тепловая нагрузка испарителя в расчетном режиме
Qи = 
= 212,25 кВт
где φ – коэффициент трансформации теплового насоса, принимается
φ = 3,2 … 4.
Расход обратной воды через предварительный теплообменник и испарители тепловых насосов
Vнп = 
=
10 м3/ч
Расход оборотной воды на градирни
Vг = Vов – Vнп = 180 – 10 = 170 м3/ч
Расход воды на отопление
Vo = 
=
16 м3/ч
Расход воды на вентиляцию
Vв = 
= 8 м3/ч
Тепловая нагрузка разделительного теплообменника
Qрт = Vгв c • ρ • (tгв– tпт) = 6,53 • 4,2 • 1 • (55 – 32) / 3,6 = 175,2 кВт
Температура горячей воды в промежуточном контуре конденсаторов и маслоохладителей тепловых насосов на выходе из разделительного теплообменника
tрт = tпт + ∆tнo = 32 + 8 = 40℃
где ∆tно – недоохлаждение воды промежуточного контура в разделительном теплообменнике, применяется ∆tно = 5 … 10℃.
Расход воды из промежуточного контура для нагрева воды на горячее водоснабжение в разделительном теплообменнике
Vрт= 
= 7,5 м3/ч
Расход воды в промежуточном контуре
Vпк = Vo + Vв + Vрт = 16 + 8 + 7,5 = 31,5 м3/ч
2.4 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.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.