2. Гидравлический расчет тепловых сетей

Падение давления в горизонтальном трубопроводе, Па [1]:

,

где – линейное падение давления на трение в трубах, Па;

– падение давления в местных сопротивлениях, Па;

– удельное линейное падение давления, Па/м;

– длина трубопровода, м;

– эквивалентная длина местных сопротивлений, м;

– коэффициент местных потерь давления.

Удельное линейное падение давления, П/м:

,

где – коэффициент гидравлического трения;

– скорость теплоносителя, м/с;

– плотность теплоносителя, кг/м³;

– ускорение свободно падения, м/с²;

G – массовый расход теплоносителя, кг/с;

d – внутренний диаметр трубопровода, м.

Предельное число Рейнольдса:

.

где – абсолютная эквивалентная шероховатость трубопровода, м.

При :

.

При :

.

В последнем случае:

,

где – постоянный коэффициент для заданного значения .

Падение давления в местных сопротивлениях, Па:

,

где – сумма коэффициентов местных сопротивлений.

Эквивалентная длина местных сопротивлений, м:

.

Пример расчета

Задача 4.1. По трубопроводу с внутренним диаметром d = 514 мм и длиною l = 1000 м подается вода в количестве V = 0,35 м³/с = 1260 м³/ч с температурой 75 ºС и избыточным давлением в начальной точке Р₁ = 0,8 МПа. Отметка оси трубопровода в его конечной точке на 8 м выше отметки начальной точки. Сумма коэффициентов местных сопротивлений . Определить полный напор и сумму геометрического и пьезометрического напоров в начальной и конечной точках. При расчете принять k_э = 0,5 мм.

Решение. Скорость воды:

м/с.

Поскольку , коэффициент гидравлического трения определяется:

.

Эквивалентная и приведенная длины местных сопротивлений:

м;

м.

Удельное линейное падение давления при кг/м³ ( _°С):

Па/м.

Потери напора:

м.

Отметку начальной точки трубопровода принимаем равной нулю (z = 0). Полный напор в начале и конце трубопровода:

м;

м.

Давление в конце трубопровода при :

МПа.

Сумма геометрического и пьезометрического напоров в начале и конце трубопровода:

м;

м.

2. Теплофикационное оборудование тэц

Площадь поверхности нагрева теплообменных аппаратов [2]:

,

где – производительность аппарата, Вт;

k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м²·°С);

∆t – температурный напор, °С.

Температурный напор при прямотоке и противотоке:

,

где и – большая и меньшая разность температур между первичным и вторичным теплоносителями на концах теплообменника.

Коэффициент теплоотдачи поверхностных аппаратов, чистых и с учетом загрязнения:

,

,

или

,

,

где k₀ и k – коэффициенты теплопередачи аппаратов при чистой и загрязненной поверхностях теплообмена, Вт/(м²·°С);

и – коэффициенты теплоотдачи между первичным и вторичным теплоносителями и стенкой, Вт/(м²·°С);

, – термическое сопротивление стенки трубок и слоя загрязнения;

, – толщины стенки трубки и слоя загрязнения, м;

, – теплопроводность стенки трубки и слоя загрязнения, Вт/(м²·°С);

– коэффициент, учитывающий загрязнение поверхности.

Число Григулля для конденсата при вертикальных и горизонтальных подогревателях:

,

,

где А₁ – температурный множитель (таблица П1);

Н – расчетная высота трубок вертикального подогревателя, м;

– температура насыщения пара, °С;

– температура стенки, °С;

m – приведенное число рядов трубок по вертикали для горизонтального подогревателя;

d_н – наружный диаметр трубок, м.

Коэффициенты теплоотдачи от конденсирующегося пара, Вт/(м²·°С):

– горизонтальные трубки (пар снаружи трубок) Z<3900

,

где А₂ – температурный множитель (таблица П1).

­ вертикальные трубки Z<2300

,

где А₃ – температурный множитель (таблица П1).

­ вертикальные трубки Z>2300

,

где – критерий Рейнольдса для конденсата при ;

, – критерий Прандтля для конденсата при и .

,

где А₄ – температурный множитель (таблица П1).

Коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении воды вдоль трубок, Вт/(м²·°С):

,

где А₅ – температурный множитель (таблица П1).

w – скорость воды, м/с;

d – диаметр трубки, м.

Основные конструктивные размеры поверхностных теплообменных аппаратов:

,

,

,

где – число трубок в одном ходе;

– объемный расход теплоносителя в трубках, м³/с;

d_в – внутренний диаметр трубок, м.

– длина одного хода воды, м;

z – число ходов;

F – площадь поверхности нагрева теплообменных аппаратов, м²;

D – внутренний диаметр корпуса, м;

а – шаг трубок, м;

– угол между осями трубной системы;

– коэффициент использования трубной решетки.

Пример расчета

Задача 5.1. Сетевой подогреватель теплофикационной установки ТЭЦ должен подогревать воду в количестве 288 кг/с от t₁ = 70 °C до t₂ = 116 °C паром P = 0,245 МПа ( °C). Требуется выбрать пароводяной сетевой вертикальный подогреватель из серии ПСВ. При расчете загрязнение поверхности нагрева учесть понижающим коэффициентом.

Решение. Из таблицы П2 приложения выбираем для проверки типоразмер ПСВ-315-14-23 со следующими данными одного корпуса: площадь поверхности нагрева F = 315 м²; число ходов – 2; диаметр латунных трубок d_н/d_в = 19/17,5 мм; число трубок n = 1144 шт.; площадь живого сечения для прохода воды f = 0,137 м²; расчетная высота трубок (расстояние между соседними перегородками) Н = 1,61 м.

Необходимая тепловая производительность подогревателя:

Вт = 47,7 Гкал/ч.

Температурный напор:

°С.

Средняя температура воды:

°С.

Средняя плотность воды кг/м³ [3].

Средняя температура стенки:

°С.

Число Григулля Z для конденсата при °С А₁ =78, А₃ = 13930 (таблица П1):

.

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара при Z < 2300:

Вт/(м²·°С).

Скорость и коэффициент теплоотдачи воды при °С А₅ = 2840 (таблица П1):

м/с;

Вт/(м²·°С).

Расчетный коэффициент теплопередачи при Вт/(м·°С):

Вт/(м²·°С).

Необходимая площадь поверхности нагрева:

м².

Окончательно выбираем два последовательно включенных по воде подогревателя ПСВ-315-14-23 [таблица П2]. Выбранные таким образом подогреватели будут иметь некоторый запас в площади поверхности нагрева.