Решение:

1. Расчетный расход теплоносителя, проходящий через данный нагревательный прибор,

G = кг/ч.

2. Фактический температурный перепад прибора

t_пр = С.

3. Коэффициент приведения к реальным условиям

.

4. Требуемая номинальная теплоотдача прибора

Q_н.у = Q_пр/_к = 1200/0,886 =1354 Вт.

5. Требуемое предварительное количество секций

= ,

где q_н.у – номинальная теплоотдача одной секции, Вт.

6. Поправочные коэффициенты на способ установки и количество секций в одном приборе: при открытой установке ₄ = 1,0; при числе секций до 15 ₃ = 1,0.

7. Окончательное количество секций, принимаемое к установке,

n = принимаем 8 секций.

Лекция 12. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТРУБОПРОВОДОВ

СИСТЕМ ОТОПЛЕНИЯ

Важными элементами любой системы центрального отопления являются магистральные и распределительные трубопроводы, предназначенные для транспортировки и распределения теплоты между отопительными приборами. По трубопроводам циркулирует теплоноситель, обеспечивающий подвод расчетного количества теплоты к каждому нагревательному прибору. Для нормальной работы системы отопления необходимо иметь диаметры трубопроводов, обеспечивающие пропуск требуемого расхода теплоносителя через каждый расчетный участок сети. Значения диаметров определяются в результате гидравлического расчета.

Целью гидравлического расчета трубопроводов является определение необходимых диаметров и потерь давления, возникающих при пропуске заданных расходов теплоносителя по каждому расчетному участку системы отопления.

Принципы гидравлического расчета аналогичны для всех систем отопления. Они базируются на основных законах гидродинамики и заключаются в следующем. Движение теплоносителя в системе происходит вследствие возникновения циркуляционного давления. Это давление может возникать за счет разности плотностей горячей и обратной воды (естественная циркуляция) или создаваться насосом (принудительная циркуляция). Под действием циркуляционного давления теплоноситель движется по нескольким замкнутым контурам, которые включают в себя источник теплоты, главный стояк, распределительный трубопровод, рабочие стояки, нагревательные приборы, обратные стояки, обратную магистраль и снова источник. Такие замкнутые контуры называются кольцами циркуляции.

В двухтрубных системах отопления через каждый нагревательный прибор проходит свое индивидуальное кольцо циркуляции. Поэтому в таких системах количество расчетных колец численно равно количеству нагревательных приборов. В однотрубных системах количество колец равно количеству стояков. Каждое кольцо имеет свою определенную длину, которая зависит от удаления нагревательных приборов, обслуживаемых данным стояком от источника. В двухтрубных системах все кольца циркуляции, проходящие через нагревательные приборы, присоединенные к одному стояку, имеют одинаковые длины.

При движении теплоносителя по трубопроводам неизбежно возникают потери давления, связанные с преодолением гидравлических сопротивлений. Гидравлические сопротивления подразделяются на два вида: cопротивление трению и местное сопротивление.

Потери давления на трение возникают на прямых участках трубопровода в результате трения движущегося потока о стенки трубы. Величина этих потерь Р_тр, Па, определяется по формуле Д’Арси – Вейсбаха

Р_тр = , (2.16)

где L – длина расчетного участка, м;

d – внутренний диаметр трубопровода, м;

v– скорость движения жидкости, м/с;

 - плотность теплоносителя, кг/м³;

 - безразмерный коэффициент трения, определяющийся по формуле А.Л. Альтшуля

, (2.17)

где k – средняя величина выступов шерховатости на внутренней поверхности трубопровода, м, ( для стальных водогазопроводных труб k = 210^-4 м);

Re – число Рейнольдса;

Re = , (2.18)

где  - кинематическая вязкость жидкости, м²/с, ( для воды с температурой t = 70С  = 0,41510^-6 м²/с; t = 100С  = 0,29510^-6 м²/с; t = 130С  = 0,22610^-6 м²/с).

Анализируя формулу (2.16), можно заметить, что потери давления на трение (при v = сonst и d = const) пропорциональны длине L. Это значит, что при неизменной скорости движения теплоносителя по трубопроводу постоянного диаметра удельные потери давления, приходящиеся на каждый погонный метр длины имеют постоянную величину R, Па/м, равную

. (2.19)

Скорость движения теплоносителя связана с расходом G, кг/с, и площадью сечения трубопровода F, м², следующим соотношением

. (2.20)

Подставив (2.20) в (2.19), получим следующую формулу, связывающую удельные потери давления на трение с расходом теплоносителя

. (2.21)

Анализируя полученную формулу (2.21), видим, что в нее входит безразмерный коэффициент трения , определяющийся по формуле Альтшуля (2.17) и также зависящий от диаметра трубопровода d и расхода теплоносителя G. Cледовательно, величина удельной потери давления на трение R является функцией двух переменных

R = f (G; d) . (2.22)

Для облегчения процедуры гидравлического расчета в справочниках приводятся специальные таблицы, составленные по формулам (2.21) и (2.17), по которым легко найти значение R для любой трубы стандартного диаметра, при любом проходящем по ней расходе теплоносителя. Однако, используя эти таблицы, следует обращать внимание на то, к какой температуре теплоносителя они относятся, так как значение коэффициента кинематической вязкости воды , определяющее величину критерия Рейнольдса, существенно зависит от температуры.

При известном значении R, найденном по таблице, потери давления на трение на расчетном участке трубопровода длиной L, м, определяются простым перемножением

Р_тр = RL . (2.23)

Потери давления на местное сопротивление возникают в результате изменения конфигурации движущегося потока и определяются энергетическими затратами на вихреобразование. При любом изменении конфигурации потока (повороте, внезапном расширении, сужении, разделении и слиянии) неизбежно возникают вихревые зоны рециркуляции. Элементы системы, способствующие нарушению установившегося режима движения потока и возникновению вихревых течений, называются местными сопротивлениями. Местными сопротивлениями в системе отопления являются тройники, крестовины, вентили, задвижки, пробковые краны, краны двойной регулировки, воздухосборники, нагревательные приборы, котлы.

Величина потерь давления на местные сопротивления, как правило, обозначается символом z , Па, и определяется по формуле

z =  , (2.24)

где  - коэффициент местного сопротивления;

Р_дин – динамическое давление потока, Па, равное

Р_дин = . (2.25)

Коэффициент местного сопротивления представляет собой безразмерную величину, зависящую от вида и соотношения геометрических размеров местного сопротивления. Физический смысл этой величины заключается в том, что она определяет гидравлические потери в долях динамического давления потока, то есть, показывает, сколько долей динамического давления потока теряется на данном местном сопротивлении. Ориентировочные значения  основных элементов системы отопления по данным [14] приведены в табл. 2.11.

Если на участке трубопровода имеется несколько местных сопротивлений, то потери на них определяются, как

z = , (2.26)

где i , n – номер и количество местных сопротивлений на участке.

Полные потери давления на участке трубопровода Р, Па, определяются суммой потерь на трение и местные сопротивления,

Р = RL + z . (2.27)

Таблица 2.11

Коэффициенты местных сопротивлений основных элементов системы отопления

Местное сопротивление	Схемы разделения потоков	Значения  при условном проходе труб, мм
		10	15	20	25	32	40	50
Радиаторы двухколонковые	-	2	2	2	2	2	2	2
Котлы чугунные	-	2,5	2,5	2,5	2,5	2,5	2,5	2,5
Котлы стальные	-	2	2	2	2	2	2	2
Внезапное расширение*	-	1	1	1	1	1	1	1
Внезапное сужение*	-	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5
Отступы	-	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5
Тройники проходные		1	1	1	1	1	1	1
Тройники поворотные (на ответвление)		1,5	1,5	1,5	1,5	1,5	1,5	1,5
Тройники на противотоке (при слиянии)		3	3	3	3	3	3	3
Крестовины проходные		2	2	2	2	2	2	2
Крестовины поворотные		3	3	3	3	3	3	3
Компенсаторы гнутые	П или 	2	2	2	2	2	2	2
Компенсаторы сальниковые	-	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5
Вентили обыкновенные	-	20	16	10	9	9	8	7
Вентили прямоточные	-	3	3	3	3	2,5	2,5	2
Краны проходные	-	5	4	2	2	2	-	-
Краны двойной регулировки	-	5	4	2	2	2	-	-
Задвижки параллельные	-	-	-	-	0,5	0,5	0,5	-
Отводы 90 и утка	-	2	1,5	1,5	1	1	0,5	0,5
Отводы двойные узкие	-	2	2	2	2	2	2	2
Отводы двойные широкие	-	1	1	1	1	1	1	1
Скобы	-	4	3	2	2	2	2	2
Примечание: * - значение  относится к большей скорости

Располагаемое давление при естественной циркуляции, H , Па, принимается равным гравитационному давлению в системе

H = gh(_o - _г) + Н , (2.28)

где g – ускорение свободного падения, равное 9,81 м/с²;

h – расстояние по вертикали от центра охлаждения до центра нагрева, м;

_г ; _o – плотности горячего и обратного теплоносителя, кг/м³;

H – дополнительное давление за счет остывания воды в трубах, Па, принимаемое по справочным данным.

При насосной циркуляции располагаемое давление H , Па, принимается равным

H = H_н + 0,5H , (2.29)

где Н_н – давление, развиваемое насосом, Па.

Проанализировав формулы (2.28) и (2.29), делаем вывод о том, что наименьшее располагаемое давление имеет место в нижнем приборе каждого стояка, так как, согласно схеме рис. 2.7, в кольцах циркуляции, проходящих через нижние приборы, значение h = min.

Рис. 2.7. Расчетная схема для определения располагаемого

давления в системе отопления

Сравнивая между собой длины расчетных колец циркуляции, понимаем, что наибольшую длину имеют кольца, проходящие через наиболее удаленные от центра стояки. Потери давления в этих кольцах максимальны. Следовательно, в качестве расчетных колец циркуляции при проектировании двухтрубных систем отопления следует выбирать кольца, проходящие через нижние приборы самых удаленных стояков, так как эти кольца работают в наиболее неблагоприятных условиях по сравнению с остальными. Потери давления в них максимальны, а располагаемое давление минимально.

Дополнительным условием гидравлического расчета трубопроводов отопления, согласно [10], является не превышение допустимого уровня шума, возникающего при движении теплоносителя по трубам. Поэтому скорость движения воды в трубопроводах систем водяного отопления должна приниматься с учетом допустимого эквивалентного уровня звука в помещениях следующим образом:

• для общественных зданий и помещений при допустимом эквивалентном уровне звука выше 40 дБА не более 1,5 м/с;

• для административно-бытовых зданий и помещений при допустимом эквивалентном уровне звука выше 40 дБА не более 2,0 м/с;

• для производственных зданий и помещений при допустимом эквивалентном уровне звука выше 40 дБА не более 3,0 м/с.

При допустимом эквивалентном уровне звука в помещениях, меньшем 40 дБА, максимальная скорость движения теплоносителя в трубопроводах отопления должна приниматься по данным следующей таблицы

Таблица 2.12

Допустимая скорость движения воды в трубах,

установленная СНиПом [10]

Допустимый эквивалентный уровень шума в помещении, дБ	Допустимая скорость движения воды, м/с, в трубах при коэффициентах местных сопротивлений узла отопительного прибора или стояка с арматурой, приведенных к скорости теплоносителя в трубах
	до 5	10	15	20	30
25	1,5/1,5	1,1/0,7	0,9/0,55	0,75/0,5	0,6/0,4
30	1,5/1,5	1,5/1,2	1,2/1,0	1,0/0,8	0,85/0,65
35	1,5/1,5	1,5/1,5	1,5/1,1	1,2/0,95	1,0/0,8
40	1,5/1,5	1,5/1,5	1,5/1,5	1,5/1,5	1,3/1,2
Примечания: В числителе приведена допустимая скорость теплоносителя при использовании кранов пробочных, трехходовых и двойной регулировки, в знаменателе – при использовании вентилей. Скорость движения воды в трубах, прокладываемых через несколько помещений, следует определять, принимая в расчет: а) помещение с наименьшим допустимым эквивалентным уровнем шума; б) арматуру с наибольшим коэффициентом местного сопротивления, устанавливаемую на любом участке трубопровода, прокладываемого через это помещение, при длине участка 30 м в обе стороны от помещения.

Порядок гидравлического расчета

1. Вычерчивается аксонометрическая схема системы отопления.

2. Выбирается расчетное кольцо циркуляции.

3. Определяется располагаемое давление в расчетном кольце.

4. Расчетное кольцо циркуляции разбивается на участки. Границами расчетных участков являются точки, в которых происходит изменение расхода теплоносителя или диаметра трубопровода.

5. Определяется ориентировочное значение требуемой удельной потери давления R , Па/м, по формуле

R = , (2.30)

где - суммарная длина всех участков расчетного кольца циркуляции, м.

6. Вычисляются расчетные расходы теплоносителя G_уч , кг/ч, на каждом участке,

G_уч = , (2.31)

где Q_уч – тепловая нагрузка участка, Вт;

c - удельная теплоемкость воды, равная 4,19 кДж/кгС;

t_г ; t_o – расчетные температуры горячего и обратного теплоносителя, С.

7. По справочной таблице гидравлического расчета [14] подбирается стандартный диаметр трубопровода, обеспечивающий прохождение расчетного расхода G_уч при фактической величине удельной потери давления, не превышающей ориентировочного требуемого значения (R_ф   ), и фактической скорости, не превышающей допустимого значения по уровню шума (v_ф  v_доп). Значения параметров выбранного варианта (d, R_ф, v, Р_дин ), обеспечикающие одновременное выполнение двух указанных условий, принимаются в качестве проектных.

8. Вычисляются потери на трение RL_уч , Па.

9. По таблице 2.11 определяются .

10.  Вычисляются потери на местные сопротивления z, Па.

11.  Вычисляются суммарные потери давления на участке (RL_уч + z), Па.

12.  Начиная с 4 пункта, расчет повторяют для следующего участка.

13.  Определяются суммарные потери давления по всему расчетному кольцу циркуляции , Па.

14.  Проверяется выполнение условия  H_р. Расчет считается завершенным тогда, когда расхождение между располагаемым давлением и потерями не превышает 10%.

Лекция 13. СИСТЕМЫ ПАРОВОГО ОТОПЛЕНИЯ

В системах парового отопления в качестве теплоносителя используется водяной пар. При конденсации одного кг пара в помещение поступает около 2260 кДж теплоты. Сравнение паровых систем с водяными позволяет сформулировать основные достоинства и недостатки парового отопления, которые заключаются в следующем:

1. Благодаря малой плотности пар может перемещаться с высокими скоростями, вследствие чего в системах парового отопления высокого давления требуемые диаметры трубопроводов получаются меньшими, чем в водяных системах равной теплопроизводительности.

2. Высокий коэффициент теплоотдачи от пара к стенке (за счет высокой величины скрытой теплоты фазового превращения) и более высокая температура пара обеспечивают меньшую площадь требуемой поверхности нагревательных приборов по сравнению с системами водяного отопления.

3. Высокая скорость движения пара обеспечивает малую инерционность систем парового отопления, то есть быстрый прогрев и выключение системы из работы.

4. Незначительное гидростатическое давление, связанное с тем, что плотность пара примерно в 1000 раз меньше плотности воды, дает возможность использования систем парового отопления в зданиях повышенной этажности.

Однако наряду со всеми перечисленными преимуществами системы парового отопления имеют ряд существенных недостатков:

1. Невозможность центрального качественного регулирования подачи теплоты (путем изменения температуры подаваемого теплоносителя) вызывает трудности поддержания постоянной, равномерной температуры в помещениях.

2. Высокая температура поверхности нагревательных приборов (большая 100С) приводит к загрязнению внутреннего воздуха продуктами сухой возгонки (разложения) органической пыли, оседающей на этих поверхностях.

3. Высокая температура пара, постоянная в течение всего отопительного периода, приводит большим теплопотерям наружных паропроводов.

4. Регулирование пропусками приводит к попаданию воздуха в систему (при периодическом отключении), способствуя интенсивной коррозии и сокращению срока службы оборудования, особенно конденсатопроводов.

Перечисленные недостатки не позволяют использовать системы парового отопления для отопления жилых и общественных зданий. В соответствии со СНиПом [10] системы парового отопления допускается устраивать только в производственных помещениях, а также на лестничных клетках, в вестибюлях, пешеходных переходах и тепловых пунктах.

Системы парового отопления подразделяют по наличию связи с атмосферой, по величине начального давления пара, способу возврата конденсата в котел, месту расположения паропровода и схеме стояков. В настоящее время наиболее распространены открытые (сообщающиеся с атмосферой) системы парового отопления.

По величине давления пара различают системы высокого, низкого давления и вакуум-паровые. Последние в нашей стране не применяются. По способу возврата конденсата системы парового отопления подразделяются на замкнутые и разомкнутые. В замкнутых системах конденсат возвращается из отопительных приборов в котел самотеком благодаря уклону трубопровода. В разомкнутых - конденсат поступает сначала в конденсатный бак, из которого перекачивается в котел насосом.

По месту расположения паропровода и схеме стояков системы парового отопления, аналогично системам водяного отопления, могут быть с верхним или нижним распределением пара, с однотрубными или двухтрубными стояками.

Рассмотрим схему замкнутой системы парового отопления низкого давления с верхним распределением пара, схема которой показана на рис. 2.8.

Рис. 2.8. Схема замкнутой системы парового отопления низкого давления