Теплофикация и тепловые сети. И тепловые

• Название: И тепловые
• Анкор: Теплофикация и тепловые сети
• Дата: 27.03.2022
• Размер: 2.4 Mb.
• Имя файла: Теплофикация и тепловые сети.docx
• Тип: Учебник; #420164
• страница: 51 из 101

Рис. 8.10. Схема абонентского ввода с двухступен­чатым последовательным присоединением уста­новки горячего водоснабжения н отопительной

установки

Обозначения те же, что и на рис 8 1

ккал/ч; Q^p — расчетная нагрузка горячего водоснабжения, Дж/с или ккал/ч; t_r — тем­пература горячей воды после подогрева­тельной установки горячего водоснабжения (обычно z_r = 60 °C); z_x — температура хо­лодной водопроводной воды, °C.

При зависимой схеме присоединения отопительной установки к тепловой сети т_Х2 = Tq2 ; при независимой схеме Т_Х2 ^{= Т}т2 ’ ^{где Т}о2 ^{и Т}т2 — соответствен­но температуры обратной воды после ото­пительной установки и после отопительно­го подогревателя в точке излома темпера­турного графика, °C; т"2 — температура сетевой воды после подогревателя горячего водоснабжения при расчетной нагрузке го­рячего водоснабжения в точке излома тем­пературного графика.

Значение определяется на основе технико-экономического расчета. Предвари­тельно можно принять т"2 = 25—30 °C; температура водопроводной воды после по­догревателя нижней ступени в точке «изло­ма» температурного графика t"' при расчет­ной нагрузке горячего водоснабжения:

Zn = 'х2 -М»- (8-15)

Значение А/'" определяется технико­экономическим расчетом. Предварительно можно принять Az"' = 5—10 °C.

Неравенство в правой части (8.10) и (8.14) указывает на то, что при любой схе­ме присоединения установок горячего во­доснабжения расчетный расход сетевой во­ды на тепловой подстанции не может быть меньше расчетного расхода воды на отопле­ние при наружной температуре z_{H 0}. Если по (8.10) или (8.14) получается W^p < W'_x, сле­дует принимать (Т^р = (Т_х.

При наличии у абонентов аккумулято­ров, выравнивающих нагрузку горячего во­доснабжения, Q^p = Q^{cp н}.

При отсутствии аккумуляторов горячей воды у абонентов значение £?^р принимает­ся равным:

при параллельной и смешанной схемах — максимальной нагрузке горячего водо­снабжения;

при двухступенчатой и предвключенной схемах — «балансовой» нагрузке горячего водоснабжения, Q^p = х_б(9^{Ср н}, где х_б — по­правочный коэффициент для компенсации небаланса теплоты на отопление, вызывае­мого неравномерностью графика горячего водоснабжения.

Значение х_б зависит от характера суточ­ного графика горячего водоснабжения и схемы присоединения абонентской тепло­потребляющей установки к тепловой сети.

Для предварительных расчетов можно принимать при двухступенчатой последова­тельной схеме х_б= 1,1—1,2.

Пример 8.1. Расчетная нагрузка отопления Q’_o = 10 МДж/c. Нагрузка отопления в точке из­лома температурного графика Q'" = 3,5 МДж/с. Нагрузка горячего водоснабжения:

средненедельная 0^С_Г^{Р н} = 3 МДж/с; максимальная Q/¹³* = 7 МДж/с.

Система теплоснабжения — закрытая. Отопи­тельные установки присоединены к тепловой се­ти по зависимой схеме. Параметры сетевой воды на ГТП при характерных режимах: т'] = 150 °C; Tq2 = 70 °C; = 70 °C; = 42 °C; = 30 °C.

Температура горячей и холодной водопроводной воды /_г = 60 °C и /_х = 5 °C.

Определить расчетный эквивалент и расход сетевой воды на ГТП при параллельной, двух­ступенчатой смешанной и двухступенчатой по­следовательной схемах присоединения устано­вок горячего водоснабжения. Аккумулятор горя­чей воды отсутствует.

Решение. Расчетный эквивалент расхода се­тевой воды па отопление по (8.9)

ИТ = -°- = 125 000 Дж/(с-К).

⁰ 150-70

Расчетный расход сетевой воды на отопление

С'_о = 125 000/4190 = 29.8 кг/с = 107 т/ч.

Расчетный эквивалент расхода и расчетный расход сетевой воды при различных схемах присоединения подогревателей горячего водо­снабжения:

при параллельной схеме [по (8.10), (8.12)] 7*1 П^Р

и* = - ■ ■■ = 175 000 Дж/(с-К);

^пг 70-30

И’^р= 125 000 + 175 000 = 300 000 Дж/(с • К):

G^p = 300 000/4190 = 71,5 кг/с = 258 т/ч > 107 т/ч; при смешанной схеме [по (8.10), (8.13)]

н’^р ₌ 60^36 _{= 1]0000} д_ж/(с._К).

^пг 70-42 60-5 '

1Т^Р= 125 000 + 110 000 = 235 000 Дж/(с • К);

G^p= 235 000/4190 = 56 кг/с = 202 т/ч > 107 т/ч;

при двухступенчатой последовательной схе­ме [по (8.14)]

(з,5+1,2-3,о£^^-1О⁶

Т^р= = 178 000 Дж/(с • К);

70-42

G^p= 178 000/4190 = 42,5 кг/с = 153 т/ч > 107 т/ч.

При открытой системе теплоснабжения и присоединении абонентских установок 272

с двумя видами тепловой нагрузки (отопл ние и горячее водоснабжение) расход сет вой воды на горячее водоснабжение долж! учитываться только для подающего труб провода тепловой сети.

Расчетным расходом сетевой воды в oi ратном трубопроводе тепловой сети являе ся расход воды на отопление.

Расчетный эквивалент расхода сетевой вс ды в подающем трубопроводе тепловой сс ти определяется по формуле где Р — доля водоразбора из подающей трубопровода тепловой сети при темпе ратуре воды т'", соответствующей наруж­ной температуре излома температурного графика,

Расчетный эквивалент расхода сетевой во­ды в обратном трубопроводе тепловой сети ЦГ^Р = fV'_x и определяется по (8.9). При нали­чии у абонентов аккумуляторов горячей во­ды Q^p равно средней нагрузке горячего во­доснабжения £?^{ср н}. При отсутствии акку­муляторов горячей воды значение Q^p зави­сит от схемы присоединения установки го­рячего водоснабжения.

При схеме несвязанного регулирования (см. рис. 3.9) Q^p равно максимальной на­грузке горячего водоснабжения. При схемах связанного регулирования, местном коли­чественном регулировании отопительной нагрузки (см. рис. 4.23), а также при отсут­ствии регуляторов расхода на абонентских вводах и качественно-количественном регу­лировании Q^p = x₆Q^cp“ прих_б=1,1.

Выбор типоразмеров подогреватель­ных установок. В условиях широкого ис­пользования на ГТП и МТП серийных секци­онных (см. рис. 8.6, а) или пластинчатых (см. рис. 8.6, б) теплообменников задача рас­чета сводится к определению необходимой длины секционного теплообменника, т.е. ко­личества последовательно соединенных сек­ций стандартной длины (обычно 4 м), а также выбору номера этих секций, т.е. диа­метра корпуса или к определению числа по­следовательно включенных ступеней подог­рева (ходов) пластинчатого теплообменника и количества параллельно включенных кана­лов (пластин) заданного или выбранного ти­поразмера.

Теплообменники выбранных типоразме­ров должны обеспечивать расчетные тепло­вые нагрузки при заданных параметрах (расходах и температурах) греющего и на­греваемого потоков, а потери напора долж­ны быть не выше располагаемых напоров в этих потоках.

Метод решения задачи базируется на уравнениях характеристики теплообмен­ных аппаратов и на формулах гидравличе­ских потерь.

Выбор типоразмера секционного теп­лообменника. Проведенные исследования показывают, что все секционные теплооб­менники, приведенные в приложении 20, имеют практически одно и то же значение удельного параметра Ф_у = 0,1 м [см. (4.17)] независимо от диаметра корпуса. Поэтому для получения требуемой расчетной тепло­вой нагрузки при заданных расходах грею­щей и нагреваемой среды требуется уста­новка секций подогревателя практически одной и той же суммарной длины независи­мо от их номера (диаметра) [39, 101].

При переходе от меньшего типоразмера подогревателя к большему увеличивается в определенном соотношении площадь по­верхности нагрева, но одновременно снижа­ется примерно в том же соотношении коэф­фициент теплопередачи из-за уменьшения скорости воды в трубках и межтрубном про­странстве. Произведение kF остается при этом практически неизменным для всех ти­поразмеров данной серии подогревателей.

Для выбора типоразмера секционного подогревателя должны быть заданы сле­дующие исходные данные: расчетные экви­валенты расхода первичного (греющего) W_n и вторичного (нагреваемого) 1Т_В теплоноси­телей, очевидно, один из них fV_M, а другой 1Т_б; температуры на входе и выходе из теп­лообменника пераичного греющего тепло­носителя Т[ и т₂ ^и вторичного нагреваемого /] и t₂‘, располагаемые расчетные напоры в потоке первичного теплоносителя Н_п и вто­ричного Н_ъ. Должно быть известно или не­обходимо выбрать по технико-экономиче­ским и эксплуатационным условиям, какой из теплоносителей проходит внутри трубок и какой через межтрубное пространство.

При отсутствии каких-либо ограниче­ний по температурной деформации, по очи­стке поверхности нагрева или по другим причинам целесообразно по условиям теплопередачи пропускать теплоноситель с большим объемным расходом через меж­трубное пространство, а с меньшим объем­ным расходом через трубки. Такое решение способствует выравниванию скоростей теп- лообмениваюшихся потоков, что интенси­фицирует процесс теплообмена.

Порядок расчета. Определяют безраз­мерную удельную тепловую нагрузку по­догревателя на основе (4.6):

е = —;

в = ' <sup>(818)

V</sup> = ^Т1-'2-

Определяют параметр теплообменника на основе (4.18):

ф = б (_{8 19)}

1 /е - 0,35 W_M/ 1Т_б - 0,65

Вычисляют суммарную длину секций теплообменника

/=Ф/Ф_у=10Ф. (8.20)

Рассчитывают минимальное число сек­ций подогревателя. Обычно ориентируются на секции длиной 4 м, поэтому количество секций п = I/ 4. Это значение округляется до ближайшего целого числа.

Определяют максимально допустимое гидравлическое сопротивление секции по­току теплоносителя, проходящему внутри трубок м • с²/м⁶, и через межтрубное пространство s_MT:

max s

где Н_Мт — располагаемые напоры в по­токах, проходящих через трубки и через межтрубное пространство, м; И_мт — объемные расходы потоков, проходящих через трубки и через межтрубное простран­ство, м/с.

На основе технических характеристик секционных теплообменников, приведен­ных в приложении 20, подбирается диаметр корпуса теплообменника, у которого как max

Выбор типоразмеров пластинчатого теплообменника. Для выбора числа после­довательно соединенных ступеней (ходов) пластинчатых подогревателей и количества каналов (пластин) в каждой ступени должны быть заданы те же исходные данные, что и для секционных трубчатых теплообменников.

Необходимо обратить внимание на следующее принципиальное различие между секционными и пластинчатыми теп­лообменниками.

При неизменных расходах и температу­рах греющего и нагреваемого потоков на входе в теплообменник, когда безразмерная удельная тепловая нагрузка теплообменни­ка е < 1, тепловую нагрузку секционного те­плообменника можно изменять посредст­вом изменения его длины, т.е. количества последовательно соединенных секций. В аналогичных условиях тепловую нагруз­ку пластинчатого теплообменника можно изменять за счет изменения количества по­следовательно соединенных ступеней по­догрева (ходов).

Однако поскольку число последователь­но включенных секций трубчатых теплооб­менников обычно достаточно велико (шесть, восемь и более), то включение каждой до­полнительной секции вызывает сравнитель­но небольшое относительное изменение теп­ловой нагрузки Поэтому зависимость тепло­вой нагрузки от числа секций секционного теплообменника практически монотонная.

Количество последовательно соединен­ных ступеней пластинчатого подогревате­ля, как правило, мало (одна, две редко боль­ше), поэтому включение каждой дополни­тельной ступени вызывает обычно значи­тельное изменение тепловой нагрузки. Вы­бор типоразмера пластинчатого теплооб­менника заключается в нахождении числа последовательно соединенных ступеней (ходов). Затем определяется пропускная способность одного канала теплообменни­ка по греющему и нагреваемому потокам, исходя из располагаемых напоров в этих потоках.

На основе найденной пропускной спо­собности одного канала и известных обьем- ных расходов потоков вычисляется количе­ство каналов (пластин).

Порядок расчета. Параметр пластинча­того подогревателя определяется по формуле Ф = Ф_ух, (8.22)

где х — число последовательно соединен­ных ступеней подогрева (ходов).

Проведенные исследования показыва­ют, что все применяемые типы пластин, приведенные в приложении 21, имеют прак­тически один и тот же удельный параметр Фу = 1 [41].

Удельная безразмерная тепловая нагруз­ка е определяется по (8.18). Вычисляют число ступеней подогрева пластинчатого подогревателя на основе (4.18):

. (8.23)

Ф_у( 1 /е- 0,35 W_M/W₅- 0,65)

Выбирается вид пластины, т.е. поверх­ность теплообмена одной пластины. Потеря напора в пластинчатом теплообменнике рассчитывается как

дя^дя. + гдя^ + гдя^, (8.24)

где ДЯ_К — потеря напора во всех ступенях одного канала, м; ДЯ_КЛ — потеря напора в коллекторе, м; ДЯ_ШТ — потеря напора в присоединительном штуцере, м.

Потеря напора в присоединительном штуцере, м,

l^²

(8-25)

2g

где 1T_1I1T — скорость теплоносителя в шту­цере, м/с; g — ускорение свободного паде­ния, g = 9,8 м/с²; £_шт — коэффициент гид­равлического сопротивления штуцера, .можно принимать £_шт = 1,5.

Потеря напора в канале теплообмен­ника, м,

= (8-26)

d₃ 2g

где — коэффициент гидравлического со­противления канала; Л_пр — приведенная длина канала, м; d₃ — эквивалентный диа­метр канала, м; W — средняя скорость теп­лоносителя в канале, м/с; х — число после­довательно соединенных ступеней.

Коэффициент гидравлического тивления канала		сопро-
	са	(8.27)
	о 0,25’ Re

где а — постоянная величина, зависящая от типа пластины; с— эксплуатационный ко­эффициент, учитывающий загрязнения пластин, а также их деформацию вследст­вие разности и давлений в теплообмени- вающихся потоках.

На основе проведенных исследований можно принимать с = 1,2—1,3. Значение а см. в приложении 21.

Проведенные исследования [41] показы­вают, что суммарная потеря напора ДЯ_С в пластинчатом теплообменнике в значи­тельной мере определяется потерей в кол­лекторах и присоединительных штуцерах. Потеря напора непосредственно в каналах пластинчатого теплообменника

Д//_К = РДН_С. (8.28)

Можно принимать Р = 0,3—0,4; в среднем Р = 0,35.

Из совместного решения (8.26)—(8.28) находится максимально возможная ско­рость теплоносителей (греющего и нагре­ваемого) в канале теплообменника, м/с, где ДН_С — располагаемый напор в потоке теплоносителя перед теплообменником, м; v — кинематическая вязкость теплоносите­ля, м²/с. Значения v см. в приложении 9.

Максимально возможный объемный рас­ход теплоносителя через один канал, м³/с,

(8.30)

где/; — средняя площадь поперечного сече­ния канала, м².

Необходимое минимальное количество каналов для теплоносителя:

первичного (греющего)

«п.к=^п/^п.к; (8.31а)

вторичного (нагреваемого)

(8-316)

где К_п, И_в — объемные расходы первичного

и вторичного теплоносителей, м³/с; Г_пк, И_{в к} — максимально возможные объемные расходы первичного и вторичного теплоно­сителей через один канал, м³/с.

Число каналов п_к выбирается по наи­большему из значений «_пки«_вк.

Число пластин в каждой ступени по­догрева

«ru, ^{= 2}«_K-^L (⁸'³²)

Тепловая нагрузка выбранного теплооб­менника вычисляется по (4.18).

Пример 8.2. Определить типоразмеры труб­чатого секционного и пластинчатого теплообмен­ников для следующих условий. Расчетная тепло­вая нагрузка 1 МДж/с = 0,86 Гкал/ч, температура первичного потока на входе в теплообменник и выходе из пего Tj = 70 °C, т₂ = 30 °C. Температура вторичного потока на входе в теплообменник и выходе из него /₂ ⁼ 5 °C, z, = 60 °C. Располагае­мые напоры перед теплообменником: первичного потока Д//_п Юм, вторичного потока Д//_в = 8 м.

Эквивалент расхода потока первичного

W_n = 10³/(70 - 30) = 25 кДж/(с • К) =

= 21 500 ккал/(ч • °C);

вторичного

1Г_В = 10³/(60 - 5) = 18,2 кДж/(с • К) =

= 15 600 ккал/(ч • °C).

Эквивалент расхода меньший

= = !8.² кДж/(с-К);

больший

Ю₅ = И-'_п = 25 кДж/(с • К).

Расчет секционного теплообменника. Без­размерная удельная тепловая нагрузка по (8.18)



V = 70-5 = 65 °C.

Параметр теплообменника по (8.19)

Ф ЛУ/25 =3,07.

-0,35^-0,65 0,845 25

Суммарная длина секций подогревателя по (8.20)

/= 10-3,07 = 30,7.

Выбираем секции длиной 4 м.

Количество последовательно включенных секций подогревателя

п = 30,7/4 = 7,7.

Принимаем п = 8.

По условиям эксплуатации (облегчения очи­стки от накипи), а также по условиям улучшения теплопередачи меньший расход (нагреваемую воду) пропускаем внутри трубок, а больший рас­ход (сетевую воду) — через межтрубное про­странство.

Максимально допустимое гидравлическое сопротивление одной секции теплообменника по пространству (8.21):

внутритрубному

max 8-10 2,6

= = 53 100 м • с /м ;

8 • (4,34)²

Г_в = 18,2/4,2 = 4,34 кг/с = 0,00434 м³/с; межтрубному

max 10 • 10⁶ ,, ,2,6

з_мт ⁼ 35 100 м • с /м ;

8- (5,97)²

Г_п = 25/4,2 = 5,97 кг/с = 0,00597 м³/с.

На основе данных о секционных подогревате­лях с длиной секции 4 м, приведенных в прило­жении 20, условию s < я^тах удовлетворяет подог­реватель с диаметром корпуса D_H/D_B = 168/156. Гидравлическое сопротивление трубок этого подогревателя з_тр = 16 400 < 53 100 м-с²/.м⁶, сопротивление межтрубного пространства х_мт = 7400 < 35 100 м • с²/м⁶.

Расчетные потери напора в подогревателе выбранных размеров составят:

для потока водопроводной воды, проходя­щей внутри трубок,

,, „2 16 400- 4.34² , ,„_о

^н* = ^sn?_B ⁼ i = 3,1 < 8 м;

10

для потока сетевой воды, проходящей через межтрубное пространство,


0,5. Технические характеристики пластин приве­дены в приложении 21.

Безразмерная удельная тепловая нагрузка по (8.18)


10


18,2 ■ 65


0,845.


,г „2 7400 - 5,97 „_zz,_n

^Иг. = *мт’ П = 7 = 2,6< 10 м.

10


Число ступеней подогрева по (8.23) 718,2/25


Удельная безразмерная тепловая нагрузка подогревателя выбранных размеров по (4.18)


1| _L_-0,35—-0,65 Ю,845 25


= 3,07.


0,35


18,2

25


0,852.


+ 0,65 +


3,2л/ 25


Принимаем число ступеней подогревах = 3. Максимально возможные скорости теплоносите­лей по (8.29):

первичного


Параметр подогревателя выбранных размеров Ф = 8-4-0,1 =3,2.

Расчетная тепловая нагрузка подогревателя по (4.6)

Q = 0,852 • 18,2 • 65 = 1008 кДж/e = 867 000 ккал/ч. Максимальная разность температур

V = 70 - 5 = 65 °C.


= 5,5


0,35-10 А ⁰-⁵⁷ 0,009°'⁷¹

'’25-15-0,8-3/ _{(0 556}. ,0-6^4


= 0,33 м/с;


Определим коэффициент теплопередачи по­догревателя при расчетных условиях. Поверх­ность нагрева подогревателя

F= 8 • 6,9 = 55,2 м².

2

Поверхность нагрева одной секции 6,9 м (см. приложение 20). Температура первичного потока на выходе из подогревателя

т₂ = 70- 1008/25 = 29,7 °C.


средняя температура первичного теплоносителя т_п.ср ⁼ 50 °C; кинематическая вязкость

v_n = 0,556 - 10^б м²/с (см. приложение 9); вторичного


max .
и-. =5,5


0,35-8