Исходные данные
Исходные данные сведем в табл.1.
Таблица 1.
Исходные данные
Назначение здания |
Город |
Количество зданий |
Объем здания, тыс. м3 |
Температуры tПС/tОС, ˚С |
Чугунолитейный цех |
Омск |
1 |
50 |
145/65 |
Расчетные температуры наружного воздуха для г.Тюмень:
Для системы отопления: tНО = -36˚С = 237К;
Для системы вентиляции: tНВ = -24˚С = 249К;
Средняя температура отопительного периода: = -8,9˚С = 262,1К.
Выбор рабочих температур
Выбираемый для теплового пункта теплообменный аппарат должен обеспечивать нормальную работу системы как на пиковом, так и на базовом режимах, при котором условия теплообмена ухудшаются из-за уменьшения температурного напора между теплоносителями. Поэтому расчет выполняется на пиковом и на базовом режимах.
Температура вторичного теплоносителя на выходе из теплообменника должна быть ˚С – для производственных помещений с хорошей вентиляцией. Принимаем, что ˚С
Температура вторичного теплоносителя на выходе из отопительных устройств потребителя ˚С. Принимаем ˚С
Из рис.1 определим значения температур вторичного теплоносителя, которые соответствуют базовому режиму:
˚С; ˚С; ˚С; ˚С.
Определение тепловых потерь зданий
Во время отопительного периода в помещении поддерживается расчетная температура внутреннего воздуха , превышающая температуру наружного воздуха, поэтому имеют место тепловые потери здания в окружающую среду через ограждения (стены, окна, полы, потолки).
Расчетная температура внутреннего воздуха =10-20˚С для производственного помещения со значительными тепловыделениями при тяжелой работе.
Общие тепловые потери здания – сумма потерь всех его помещений. Для ориентировочных расчетов можно пользоваться приближенными формулами. Тогда тепловые потери через ограждения, кВт:
,
где - удельные тепловые потери здания, = 0,29 Вт/(м3·К);
- объем отдельного здания по наружному контуру, м3;
- расчетная внутренняя температура, оС;
- расчетная температура наружного воздуха для систем отопления, оС.
В пиковом режиме:
кВт.
В базовом режиме:
кВт.
При наличии вентиляции следует учитывать также тепловые потери с вентиляционным воздухом, кВт:
где - удельные тепловые потери с вентиляционным воздухом, =1,17 Вт/(м3·К);
- расчетная температура наружного воздуха для вентиляции, оС.
В пиковом режиме:
кВт.
В базовом режиме:
кВт,
где tнвб = = -8,9·(-24)/(-36)=-5,93ºС.
C учетом тепловыделений внутренних источников, задаваемых в виде доли от суммарные тепловые потери здания, кВт:
.
Для пикового режима:
кВт;
Для базового режима:
кВт.
Тепловой расчет и выбор теплообменника
Любой теплообменный аппарат можно рассчитать по двум уравнениям теплового баланса и теплопередачи [3]:
, (1.1)
где Q – теплота, переданная от горячего теплоносителя к холодному, кВт;
m1, m2 – массовые расходы теплоносителей, кг/с;
с1, с2 – массовые теплоемкости теплоносителей, кДж/(кг·К);
t1, t2 – температуры горячего и холодного теплоносителей, ˚С;
индексы: ΄, ΄΄ - вход и выход теплоносителя;
η – КПД теплообменника.
Тепловой поток Q можно определить по уравнению теплопередачи, кВт:
. (1.2)
Здесь коэффициент теплопередачи k, кВт/(м2К). Для предварительного выбора секции теплообменника, в первом приближении задается примерное значение коэффициента теплопередачи k ≈ 2 кВт/(м2К); Δt – средняя логарифмическая разность температур между теплоносителями, К:
, (1.3)
если , или среднеарифметическая, К:
если , где – большая разность температур между теплоносителями в К для противотока при условии ; – меньшая разность температур, К.
Произведем тепловой расчет в пиковом режиме.
˚С;
˚С;
, следовательно, среднюю логарифмическую разность температур между теплоносителями найдем по (1.3):
˚С .
Выразим примерную поверхность подогревателя в пиковом режиме из (1.2), м2:
м2.
Произведем тепловой расчет в базовом режиме.
˚С;
˚С;
, следовательно, среднюю логарифмическую разность температур между теплоносителями найдем по (1.3):
˚С.
Выразим примерную поверхность подогревателя в пиковом режиме из (1.2), м2:
м2.
Так как значение примерной поверхности подогревателя в пиковом режиме больше, чем в базовом, то дальнейший расчет будем проводить для пикового режима.
По (1.1) определим массовые расходы горячей и холодной воды, принимая η = 0,7, кг/с:
;
.
Определение объемных расходов теплоносителей, м3/с:
,
где плотности воды ρ1, ρ2 (кг/м3) и теплоемкости с1, с2 (кДж/(К·кг)) находятся по табл.1.2 при средних температурах 110 ˚С и ˚С.
Таблица 1.2
Теплофизические свойства воды на линии насыщения [3]
t, ˚С |
ρ,кг/м3 |
с, кДж/(кг·К) |
λ, Вт/мК |
10-6 ν, м2/с |
104 β, 1/К |
Pr |
50 |
988 |
4,17 |
0,648 |
0,556 |
4,49 |
3,54 |
60 |
983 |
4,18 |
0,659 |
0,478 |
5,11 |
2,98 |
70 |
978 |
4,19 |
0,668 |
0,415 |
5,70 |
2,55 |
80 |
972 |
4,20 |
0,674 |
0,365 |
6,32 |
2,21 |
90 |
965 |
4,21 |
0,680 |
0,326 |
6,95 |
1,95 |
100 |
958 |
4,22 |
0,683 |
0,295 |
7,52 |
1,75 |
110 |
951 |
4,23 |
0,685 |
0,272 |
8,08 |
1,60 |
120 |
943 |
4,25 |
0,686 |
0,252 |
8,64 |
1,47 |
130 |
935 |
4,27 |
0,686 |
0,233 |
9,19 |
1,36 |
140 |
926 |
4,29 |
0,685 |
0,217 |
9,72 |
1,26 |
150 |
917 |
4,31 |
0,684 |
0,203 |
10,3 |
1,17 |
Определение скорости теплоносителей в трубах и межтрубном пространстве, м/с:
;
где fT, fMT – реальные проходные сечения по трубам и межтрубному пространству для выбранной секции. Выбран подогреватель марки МВН-2050-36.
Определение режимов движения теплоносителей:
где w – скорости теплоносителей, м/с;
d – внутренний диаметр труб для горячей воды и эквивалентный диаметр межтрубного пространства для холодной, м;
v – коэффициенты кинематической вязкости теплоносителей при их средних температурах, м2/с;
Re – числа подобия Рейнольдса для теплоносителей.
где dВ = 0,0132 м.
где dЭ = 0,0208 м.
Re>104 в обоих случаях, значит режимы движения теплоносителей турбулентные и для расчета коэффициентов теплоотдачи следует использовать уравнение подобия:
где Pr – число Прандтля теплоносителей при их средних температурах;
PrС – числа Прандтля теплоносителей при температуре стенки труб, которая принимается в первом приближении, ˚С:
,
где t1 и t2 – средние температуры теплоносителей.
,
Учитывая малую толщину стальных труб и высокий коэффициент теплопроводности стали, коэффициент теплоотдачи можно определить по формуле для плоских стенок, Вт/(м2К):
где α1 α2 – коэффициенты конвективной теплоотдачи со сторон горячего и холодного теплоносителей, Вт/(м2К);
δ – толщина труб теплообменника, δ=1,4·10-3 м;
λ – коэффициент теплопроводности стенки труб, Вт/(мК), λ = 50;
δ3/λ3 – термическое сопротивление загрязнений с внутренней и наружной поверхностей труб, (м2К)/Вт. δ3/λ3 = 0,15·10-3.
Определим коэффициенты конвективной теплоотдачи, Вт/(м2К):
,
Определим коэффициент теплоотдачи по формуле, Вт/(м2К):
Затем находим в первом приближении необходимую поверхность теплообмена по формуле, м2:
.
Определим температуру стенки, ˚С:
.
При tC = 109,56˚С ≈110˚С PrC = 1,6.
При температуре находится из табл. 1.4 уточненное значение числа Прандтля воды, затем поправки на направление теплового потока . Если ее величина отличается на 2 % и более от ранее принятой в формуле (1.17), то расчет следует повторить, начиная с этой формулы. Полученны1 результат отличается от первоначальных менее чем на 2%. Поэтому пересчет не требуется.
Определим количество секций теплообменника:
,
где FC – поверхность теплообмена одной секции, м2.