теплоснабжение

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Тюменская государственная архитектурно-строительная академия
Кафедра "Промышленная теплоэнергетика"
ТЕПЛОСНАБЖЕНИЕ
ПРОМЫШЛЕННЫХ ПРЕДПРИЯТИЙ
(учебное пособие)
по дисциплине "Источники и системы
теплоснабжения промпредприятий"
для студентов специальности
"Промышленная теплоэнергетика"
Тюмень - 2003
2
Теплоснабжение промышленных предприятий. Моисеев Б.В.
Учебное пособие по дисциплине "Источники и системы теплоснабжения
промпредприятий"для студентов специальности ПТ.
Тюмень: ТюмГАСА, 2003, стр. 89.
Рецензент: д.т.н., профессор
Шаповал А.Ф.
Учебно-методический материал обсужден и утвержден на заседании
кафедры ПТ
протокол № _____ от "____" ___________ 2003 г.
Зав. кафедрой
д.т.н., профессор
Степанов О.А.
Учебно-методический материал утвержден УМС академии:
Протокол № ___ от "___" _____________ 2003 г.
Тираж 50 экземпляров
3
1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ ТЕПЛОФИКАЦИИ
1.1. Основные сведения о теплофикации
Теплофикацией
называется
комбинированный
способ
получения
электроэнергии и теплоты в виде потока горячей воды или пара в одном
энергетическом цикле.
Важной характеристикой теплофикации является централизация, то есть
производство
теплоты
на
теплоэлектроцентрали
(ТЭЦ)
или
атомной
электростанции (АТЭЦ), обслуживающих десятки и сотни тысяч жителей.
Для реализации теплофикации необходимо иметь тепловой источник на
станции;
разветвленную
тепловую
сеть
в
виде
теплоизолированных
теплопроводов, обеспечивающих доставку теплоносителя абонентам;
тепловые пункты, готовящие для потребителей с помощью сетевой воды (пара)
теплоноситель необходимых параметров, и собственно оборудование абонентов,
использующее горячую воду (пар) в системах отопления, горячего водоснабжения
(ГВС), вентиляции, кондиционирования воздуха и технологических установках.
Функцию централизованного теплоснабжения выполняют также районные
крупные котельные. В отличие от мелких котельных, они более экономичны и
экологически чище, кроме того, в них могут сжигаться не только высокосортные,
но и низкосортные топлива. Возможно комбинированное производство теплоты:
нагрев сетевой воды на ТЭЦ с дальнейшим ее подогревом в котельной, которая в
этом случае называется пиковой.
Процесс получения теплоты
на ТЭЦ происходит в основном в паро-
турбинных циклах. Суть его состоит в следующем. В энергетических котлах
создается перегретый пар, производящий электроэнергию с помощью паровой
турбины. Некоторое количество пара, частично отработавшего в турбине,
забирается из теплофикационных регулируемых отборов турбины с давлением
0,05-0,25 МПа и направляется либо непосредственно к потребителю, либо в
сетевые подогреватели, в которых за счет теплоты конденсации пара происходит
подогрев сетевой воды до 110°С. После догрева сетевой воды при необходимости
до 150°С в пиковых водогрейных котлах она направляется в тепловую сеть.
Альтернативным
вариантом
теплофикации
является
получение
элек-
троэнергии и теплоты в различных циклах. В этом случае электроэнергия
4
производится в конденсационном паротурбинном цикле. Пар, отработавший в
конденсационной
паровой
турбине,
направляется в конденсатор,
где
происходит его конденсация за счет охлаждения технической водой, отводящей
теплоту конденсации в конечном итоге в атмосферу. Теплота производится в
районной котельной в паровых или водогрейных котлах за счет сжигания
органического топлива.
Для европейской части России раздельный способ получения теплоты и
электроэнергии экономически выгоден при тепловых нагрузках района менее 450
МВт [1] . В противном случае более эффективным является комбинированное
производство этих двух видов энергии на ТЭЦ. Это связано с тем, что
капитальные вложения в ТЭЦ и тепловые сети при невысокой тепловой нагрузке
превышают аналогичные величины для конденсационной электростанции и
районной котельной.
1.2. Сравнение эффективности двух способов получения
теплоты и электроэнергии
Рассмотрим два способа производства теплоты и электроэнергии с помощью
паросилового
цикла:
теплофикационный
и
раздельный.
Характеристикой
эффективности теплофикационного цикла в сравнении с раздельным способом
производства этих видов энергии является экономия топлива при производстве
заданного количества электроэнергии и теплоты ∆В=∆Вэ+∆ВТ. В соответствии с
применяемым в нашей стране "физическим" методом,
теплофикационном цикле относится
в
основном
экономия топлива в
на
производство
электроэнергии, то есть ∆В≈∆ВЭ.
По формуле Л.А. Мелентьева BЭ ЭТ bКЭ bТЭ ЭТ .К bТЭ.К bКЭ ,
[1]
где ЭТ — электроэнергия, выработанная на ТЭЦ той частью парового потока,
который был отобран из турбины для выработки теплоты, ЭТ.К. - электроэнергия,
выработанная паровым потоком, достигшим конденсатора; bKЭ , bТЭ , bТЭ,К - удельные
расходы топлива на произведенную электроэнергию на КЭС и на ТЭЦ для
теплофикационного и конденсационного потоков пара.
конденсационных
турбин
величина
Для современных
bКЭ =315-350г.у,т./кВ∙ч,
для
5
Э
теплофикационных потоков пара bТ . =160-170 г.у.т ./кВт∙ч, для конденсационного
Э
потока пара величина bТ .К
определяется его долей выработки электроэнергии в
паровой турбине (рис.1.1) [1].
Рис.1.1.Зависимость удельного расхода условного топлива (брутто)
bТЭ.К от доли выработки электрической энергии по конденсационному
циклу на ТЭЦ
1.3. Современные системы теплоснабжения
Днем рождения теплофикации в России считается 25 ноября 1924 года, когда
в Ленинграде была введена в эксплуатацию система централизованного
теплоснабжения группы потребителей на
набережной р. Фонтанки от 3-й
Ленинградской электростанции. Проект районной системы теплоснабжения был
разработан основоположниками теплофикации инженером Л.Л. Гинтером и
профессором В. В. Дмитриевым. Широкое развитие теплофикации в России
началось в 30-е годы.
В настоящее время получили распространение ТЭЦ, работающие на высоких
(9-13 МПа) и сверхкритических (24,5 МПа) параметрах пара. Создана уникальная
теплофикационная турбина мощностью 250/300 МВт на сверхкритические
параметры пара.
6
Тепловые сети современных мощных систем теплоснабжения являются
сложными
инженерными
сооружениями.
Протяженность
магистральных
теплопроводов достигает 30 км, а максимальный диаметр труб равен 1400 мм.
Схема тепловых сетей может быть весьма сильно разветвленной и иметь
множество закольцованных участков, позволяющих обеспечивать резервное
теплоснабжение отдельных микрорайонов в аварийных ситуациях. Помимо
теплопроводов системы теплоснабжения имеют насосные и тепловые подстанции,
автоматику и контрольно-измерительные приборы.
Следует отметить, что теплофикация реализуется не только за счет энергии
органического топлива на ОТЭЦ, но и за счет энергии ядерного топлива на
АТЭЦ.
Кроме того, действуют
теплоснабжения
(АСТ).
В
и
строятся
дальнейшем
крупные
атомные
предполагается
станции
развитие
систем
теплоснабжения на базе нетрадиционных возобновляемых источников энергии
(геотермальной,
солнечной,
биомассы)
и
вторичных
энергоресурсов
промышленных предприятий.
2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЕПЛОВЫХ ПОТРЕБИТЕЛЕЙ
2.1. Виды потребителей теплоты
Различают теплоту низкого (температура теплоносителя равна tT ≤ 150°С
среднего (150°С < tT ≤ 350°С) и высокого (tT > 350°С) потенциала. Обычно в
качестве теплоносителя применяются вода или водяной пар.
Потребителями низкопотенциальной теплоты являются системы отопления,
вентиляции, горячего водоснабжения, кондиционирования воздуха, а также
технологические
используется
установки.
в
Теплота
среднего
технологических
процессах
и
высокого
различных
потенциала
отраслей
промышленности. Системы отопления, работающие на горячей воде, широко
распространены в жилых, общественных и промышленных зданиях. Кроме того, в
промышленных зданиях используются паровые системы отопления. Соответствие
санитарным
нормам
качества
воздуха
в
общественных
зданиях
и
в
производственных помещениях обеспечивается с помощью вентиляции и
сопровождается нагревом свежего воздуха в калориферах с помощью пара или
7
горячей воды. Горячее водоснабжение
(ГВС)
обеспечивает жилые и
промышленные здания водой, удовлетворяющей нормам на питьевую воду и
имеющей температуру 50-60°С. В летний период в помещениях повышенной
комфортности
используются
системы
кондиционирования
воздуха,
поддерживающие необходимые температуру и влажность воздуха.
Несмотря на широкое разнообразие видов потребителей теплоты низкого
потенциала, все они могут быть разбиты на две группы, отличающиеся
характером потребления теплоты в течение года. Первая группа относится к
сезонным потребителям теплоты, вторая - к круглогодичным.
Сезонными
потребителями являются: системы отопления, вентиляции, кондиционирования
воздуха, некоторые технологические циклы, зависящие от сезонного поступления
сырья. К круглогодичным потребителям относятся системы ГВС и большинство
технологических промышленных процессов.
Мощность используемой теплоты для сезонных потребителей существенно
зависит от температуры наружного воздуха,
тогда как для круглогодичных
потребителей эта зависимость слабая.
2.2. Системы отопления
Рассмотрим более детально, чем определяется величина теплового потока для
систем отопления и вентиляции. Система отопления служит для поддержания
заданной температуры воздуха в помещении. В стационарных условиях для
помещения справедливо уравнение теплового баланса в виде
Q=Qт+Qи=Qо+Qтв,
(2.1)
где Q - суммарные тепловые потери здания; Qт - тепловые потери здания за счет
теплопередачи через ограждения; Qи - тепловые потери, обусловленные нагревом
холодного воздуха, поступающего через щели в помещение (инфильтрация
воздуха); Qо - теплота, поступающая в помещение из системы отопления;
Qтв - внутренние тепловыделения. Следует подчеркнуть, что равенство (2.1)
справедливо только для стационарного теплового режима здания.
Тепловые потери здания в основном зависят от первого слагаемого QТ. В связи
с этим вводится понятие коэффициента инфильтрации
Q
QT 1
. Для жилых и общественных зданий
Qи / QT , тогда
=0,03-0,06. Так как эта
8
величина не превышает погрешности при определении суммарных теплопотерь,
то в расчетах можно полагать
0. В то же время в промышленных зданиях
величина коэффициента инфильтрации достигает значений
и ее
=0,2-0,3,
необходимо учитывать.
Источниками внутренних тепловыделений в жилых помещениях являются
люди, газовые и электрические приборы. В промышленных зданиях роль
основных внутренних тепловых источников играют станки, приводы, печи,
сушилки, прессы и другие технологические установки. Если в жилых помещениях
при обеспечении внутренней расчетной температуры исходят из наихудших
условий,
когда
QТВ=0,
то
в
промышленных
цехах
учет
внутренних
тепловыделений обязателен в связи с их регулярностью и значительной долей в
тепловом балансе здания.
Мощность теплопотерь через
наружные
ограждения
определяется
по
соотношению
n
QT
kF t
(2.2)
i
i 1
где n - число отдельных наружных ограждений, таких, как стены, пол, потолок;
k - коэффициент теплопередачи, F - площадь поверхности,
t - разность
температур между воздухом внутри помещения и снаружи для соответствующего
отдельного наружного ограждения.
Применение соотношения (2) к зданию с наружным объемом V, периметром в
плане Р и площадью в плане S, высотой L приводит к формуле, предложенной
проф. Н.С. Ермолаевым,
QT
tB
tн V
P
kc
S
k ок
1
L
kc
k
1 ПТ
k
2 пл
,
где kc, kок, kпт,kпл - коэффициенты теплопередачи стен, окон, потолка верхнего
этажа, пола нижнего этажа;
- коэффициент остекления, равный отношению
площади окон к площади стен;
1
,
2
- поправочные коэффициенты,
учитывающие отличие перепада температур по воздуху для верхнего и нижнего
горизонтальных
ограждений
здания;
tв
-
средняя
температура
воздуха
отапливаемых помещений; tн- температура наружного воздуха.
Вводится понятие расчетной температуры воздуха внутри помещения tв.р и
9
расчетного значения температуры наружного воздуха для отопления tн.о. Исходя
из этих температур, по (2.2) определяют расчетные теплопотери здания и на их
основе производят проектирование системы отопления. В соответствии со
строительными нормами и правилами 2.04.07-86* "Тепловые сети" [2] в жилых
зданиях tв.р=18°С, в учебных заведениях tв.р=16°С, в кинотеатрах tв.р=14°С, в
детских садах и больницах tв.р=20оС.
Максимальный расход теплоты на отопление определяется самой низкой
температурой наружного воздуха. Однако учитывая чрезвычайную редкость дней
с такой температурой, принимается, что расчетное значение температуры
наружного воздуха для отопления равно средней температуре наиболее холодных
пятидневок, взятых из восьми наиболее холодных зим за последние 50 лет. Это
соответствует обеспеченности расчетных условий в помещении kоб=0,92.
Например, для Тюмени tн.о=-37°С, Сургута
tн.о=-39 0С.
tн.о -43°С, Тобольска
Минимальные зафиксированные температуры наружного воздуха в этих городах
равны соответственно -50°С, -55°С, -46°С.
Формулу (2) удобно представить в виде
QТ
q0V t B
tH ,
q0
P
kc
S
k ок
kc
1
L
k
1 ПТ
k
2 пл
,
где V - наружный объем здания, а q0 - называется удельной теплопотерей здания
и имеет размерность Вт/м3 K.
При tн.о=-30оС и V>3000 м3 удельные теплопотери здания приближенно могут
быть определены по соотношению
q0
a
n
V
,
где а=1,85Вт/м2,83K, n=6 для зданий, построенных до 1958 года, и
а=1,52 Вт/м2,875K, n=8 для зданий менее теплых, построенных после 1958 года.
Диапазон абсолютных значений q0 в зависимости от этажности здания составляет
0,7-0,35 Вт/м3∙К. При другой расчетной температуре наружного воздуха значения
q0 уточняются с помощью поправочного множителя
при t H .O
20 o C,
: при t H .O
10 o C
1,2 ;
1,1 .
При отсутствии информации о типе здания и его объеме рекомендуется
определять расчетный расход теплоты Q0, ккал/ч, на отопление жилых и
общественных зданий по соотношению
Qo=qFЖ(1+k)
(2.3)
10
где
q
-
укрупненный
показатель
максимального
расхода
теплоты
на
отопление 1 м2; Fж - жилая площадь, м2; k - коэффициент, учитывающий расход
теплоты на отопление общественных зданий. Если точные данные отсутствуют,
то рекомендуется принимать k=0,25. В [2] приводятся следующие значения q в
зависимости от tH.O: tH.O=0; -10; -20; -30; -40 ºС; q=80; 110; 130; 150; 160 ккал/м2∙ч.
Время действия отопительного сезона в соответствии со СНиП 2.04.07-86
определяется числом дней в году с устойчивой среднесуточной температурой
tн ≤ 8оС. Наружную температуру tн.к=8оС. считают началом
отопительного
сезона.
Например,
и
концом
для Тюмени средняя продолжительность
отопительного сезона 220 суток, для Cургута - 257.
2.3. Системы вентиляции
В жилых зданиях расход теплоты на вентиляцию обычно невелик и не
превышает 5-10% от расхода на отопление. В общественных зданиях эти
величины соизмеримы, а в промышленных зданиях расход теплоты на
вентиляцию может превышать расход теплоты на отопление.
Расход теплоты на вентиляцию определяется проектными данными для
систем вентиляции, а для работающих установок - по их эксплуатационным
характеристикам.
Ориентировочно расход теплоты на вентиляцию QВ можно определить
QB
mVB CB t в,n
tн ,
(2.4)
где Vв - объем вентилируемого помещения, m - кратность воздухообмена,
m=V/Vв; V - объемный расход воздуха, подаваемого в помещение, м3/ч,
Св - удельная по объему изобарная теплоемкость воздуха, Св=1260 Дж/м3∙К,
tв,n- температура воздуха, подаваемого в помещение; tн - температура наружного
воздуха.
С целью унифицированного представления расхода теплоты на вентиляцию
(2.4) записывают в виде
QB
q BV t B
tH ,
qB
mcвVв / V ,
где qв- удельный расход теплоты на вентиляцию, Вт/м3∙К, V - наружный объем
вентилируемого здания. Если детальная информация о типе здания отсутствует,
принимается
среднее
значение
qв=0,235
Вт/м3∙К
=0,2
ккал/м3∙ч∙К.
При
11
строительстве
новых
районов
ориентировочно
объем
вентилируемых
общественных зданий составляет 30% от объема жилых зданий.
Расчетный расход теплоты на вентиляцию определяется по расчетному
значению температуры наружного воздуха для вентиляции
tн.в, которая, как
правило, выше соответствующей расчетной температуры для отопления tн.о:
QB'
q BV t B.P
t H .B ,
(2.5)
где tв.р ~ средняя температура воздуха внутри помещения. В соответствии со
СНиП 2.01.01-82 расчетная температура наружного воздуха при проектировании
системы вентиляции определяется как средняя температура наиболее холодного
периода, составляющего 15% продолжительности всего отопительного периода.
Только для промышленных цехов с большими выделениями вредных веществ
tн.р=tн.о.. Например, для Тюмени tн.в=-21°С, для Сургута tн.в=-28оС , для Тобольска
tн.в==-29°С.
При температуре наружного воздуха tн<tн.в расход теплоты на вентиляцию
равен его значению при tн =tн.в В этом случае автоматически изменяется кратность
воздухообмена "m". Минимальное значение mmin связано с расчетным значением
"m" следующим образом:
mmin
t B. P
t Н ,В
t В. Р
t H .O
m.
При отсутствии детальных сведений относительно общественных зданий
СНиП рекомендуют оценивать расчетный расход теплоты на вентиляцию
QB' , ккал/ч,
QB'
k1kqFж .
Здесь приняты такие же обозначения, как и в формуле (2.3), а величина k1 коэффициент, определяющий расход теплоты на вентиляцию по отношению к
расходу теплоты на отопление жилых зданий района (обычно k1=0,4).
Характер нагрузки на отопление и вентиляцию различный. При одной и той
же температуре наружного воздуха расход теплоты на отопление в жилых
зданиях практически не изменяется в течение суток.
В общественных зданиях отопительная нагрузка с целью экономии теплоты
различная в рабочее и нерабочее время. Вентиляционная нагрузка в течение суток
изменяется еще более неравномерно, так как в нерабочее время вентиляционная
системы полностью выключаются.
12
Суммарный расход теплоты по промышленному району при работе систем
отопления и вентиляции, а также наличии внутреннего тепловыделения в
промышленных зданиях в зависимости от температуры наружного воздуха
показан на рис.2.1 [1]: 1 - теплопотери здания, связанные с теплопередачей и
инфильтрацией воздуха, 2 - внутренние тепловыделения, 3 - расход теплоты на
отопление
промышленных
зданий,
4
теплопотери
-
на
вентиляцию
промышленных зданий, 5 - расход теплоты на отопление жилых и общественных
зданий, 6 - расход теплоты по району в целом.
Изломы на кривой 6 имеют место при tH = tH.K , когда происходит
включение систем отопления промышленных зданий ( t HП..OР
0 o C ) , а также при
tH=tH.B , когда начинает изменяться кратность воздухообмена.
Рис.2.1. Зависимость расхода теплоты на отопление и вентиляцию
от наружной температуры для промышленного района
2.4. Круглогодичная тепловая нагрузка
Как уже упоминалось выше, круглогодичную нагрузку представляют системы
технологического
потребления
теплоты
и
системы
ГВС. В различных
технологических процессах нормы потребления теплоты для производства
единицы продукции представлены в соответствующей справочной литературе.
Например, для ориентировочных расчетов можно использовать следующие
удельные характеристики [1]. При производстве 1 тонны продукции необходимо
затратить: для каучука - 115 ГДж, химических волокон - 75 ГДж, пластмасс и
13
синтетических смол - 25 ГДж , бумаги - 10 ГДж, синтетического аммиака - 5 ГДж,
продуктов нефтепереработки - 0,9 ГДж, серной кислоты - 0,5 ГДж, труб стальных
и проката черных металлов - 0,35 ГДж, чугуна - 0,25 ГДж; при производстве
древесностружечных плит и фанеры 5-6 ГДж на 1 м3; удельный расход теплоты
на изготовление текстильных тканей равен 0,01-0,04 ГДж на 1 м2.
Весьма значительна в общем, тепловом балансе теплота, используемая на
нужды ГВС. В современных жилых районах отпуск теплоты на ГВС составляет
до 40% общего отпуска теплоты по району. Характер потребления горячей воды
весьма неравномерен в течение сурок, несколько отличается в будние и в
выходные дни, а также в зимний и летний периоды.
Рис.2.2. Суточный график горячего водоснабжения жилого района
На рис.2.2.
представлено изменение потребления горячей воды жилого
здания в течение суток во вторник и в субботу.
Различают среднечасовое потребление горячей воды,
QГср.В.с.
и средненедельное -
QГср.В.ч. среднесуточное -
QГср.В.н. . Значения этих величин связаны между собой.
Коэффициенты, определяющие связь, зависят от числа жителей, использующих
теплоту ГВС.
Для наиболее распространенных современных жилых зданий [1]
QГCP.В.C.
QГCP.В..H ,
1
1,2 .
14
Максимальный среднечасовой расход теплоты горячей воды является
расчетным расходом теплоты на ГВС
QГcp.В.н.
QГp.В.
1
cp.н
Q
2 Г . В. ,
2
2
В соответствии с графиком (см. рис.2.2.) максимальный водоразбор горячей
воды имеет место в вечерние часы в субботу.
Средненедельный расход теплоты группы пользователей определяется по
соотношению
QГср.В.н.
аNc t г
tх
nc ,
где а - норма расхода горячей воды с температурой 60°С (в л/чел.∙сут) ;
с - теплоемкость воды, с=4187 Дж/кг∙К=1
ккал/кг∙К; tг -температура горячей
воды, по СНиП 2.04.01-85 "Внутренний водопровод и канализация зданий"
tг=60°С; tx- температура холодной воды, в случае отсутствия данных следует
принимать в зимний период tx=5 0C, в летний период tx=15°С; nc - доля суток, в
течение которой осуществляется работа системы ГВС, ч/сут; N - число жителей,
потребляющих горячую воду.
Нормы расхода горячей воды с температурой 60°С приводятся в СНиП
2.04.01-85. Например, для жилых зданий, имеющих ванны, а=110 л/чел.∙сут,
nc=24 ч/сут.
2.5. Годовой расход теплота
Количество теплоты, потребляемое всеми системами района, определяет
стоимость эксплуатационных тепловых затрат. Поэтому годовой расход теплоты
Q ГОД также необходимо уметь рассчитывать. Его величину можно определить по
соотношению
Q ГОД
QОГОД
QВГОД
ГОД
QГr
QТГОД
где QОГОД , QВГОД , Q ГГОД , QТГОД - годовые затраты теплоты на системы отопления,
вентиляции, ГВС и технологические процессы.
Каждое из слагаемых находится следующим образом:
QОГОД
QОср nО
nД
nД
t В. Д
t Hcр.о
t В. Р
t Hcр.о
,
где QОср - средний расход теплоты за отопительный период, Вт/с, ккал/ч; no ,
nД - длительность отопительного сезона и периода дежурного отопления в году,
15
с/год или ч/год; tв.р, tв.д - средняя температура воздуха в помещении в основной
отопительный период и период дежурного отопления.
Средний расход теплоты за отопительный период
QОср
QО'
t В. Р
t В.Р
t Нср.о
,
t Н .О
где
QО'
Q'
QТВ ,
Q ' - расчетные теплопотери здания при температуре наружного воздуха tн.о;
QТВ - внутренние тепловыделения; t Hcр.о - средняя температура наружного воздуха
за отопительный сезон. Например, для Тюмени
t Hcр.о =9,7°С.
t Hcр.о =-7,5°С, для Сургута
Очевидно, что для жилых и общественных зданий nД =0 и
QOГОД
QOср nO .
Годовые затраты теплоты на вентиляцию равны
QВГОД
QВ' n В
t В. Р
t В.Р
t нcp. В
no
t Н .В
nВ
1
n ВД
nо
,
где QВ' определяется из (2.5) ; nв - время работы системы вентиляции в
течение года; nвд - длительность отопительного периода при неработающей
вентиляции; t нср.B
которого
-
средняя температура наружного воздуха за период, в течение
tн.в ≤ tн ≤ tн.к.
Годовой расход теплоты на ГВС равен
Q ГГОД
Q Гср.н no
л
Г
tГ
t[ х. л
tГ
t x. з
nr
no
,
где nг - время работы системы ГВС в течение года,
л
r
- коэффициент,
учитывающий снижение расхода горячей воды в летний период (обычно
для жилых зданий и
л
r
л
r
=0,8
=1 для промышленных зданий); tг, tх.з, tх.л - температура
горячей воды (tг =60°С) и холодной воды в периоды работы системы отопления и
ее отключения.
С целью определения экономических и технических показателей работы
системы теплопотребления используется график продолжительности сезонной
нагрузки. Его получают на основе зависимости среднесуточного расхода теплоты
от температуры наружного воздуха (рис.2.3), а также исходя из климатических
данных о длительности стояния определенной температуры наружного воздуха.
По оси абсцисс откладывается продолжительность, ч/год, периода с наружной
температурой воздуха, не превышающей величину tн. По оси ординат при этом
16
откладывается расход теплоты при температуре tн.
Рис.2.3. График продолжительности сезонной тепловой нагрузки (б) на основе
зависимости среднесуточной тепловой нагрузки от наружной температуры (а); 1
- нагрузка на отопление, 2 - нагрузка на вентиляцию, 3 - суммарная тепловая
нагрузка
На основе этого графика вводятся две характеристики системы
теплопотребления:
Qccp n0
( QcГОД
- средний расход теплоты за отопительный период
Qcгод и nи - длительность использования расчетной отопительной нагрузки
Qc' nИ ,
Qc'
Qo'
QВ' ). Средний расход теплоты на систему отопления за
сезон ориентировочно можно принимать равным половине расчетного значения
расхода теплоты при температуре наружного воздуха tн.о.
Аналогично
строится
график
тепловой
нагрузки
за
год
с
учетом
круглогодичной тепловой нагрузки по ГВС и на технологические нужды на
основе графиков средненедельной тепловой нагрузки.
При проведении ориентировочных расчетов можно использовать следующие
удельные характеристики: плотность населения в новых застраиваемых районах
350 чел./га, расчетную теплоплотность 1 МВт/га для севера европейской части
России, Сибири и Урала и 0,8 МВт/га для юга европейской части России;
17
максимальную тепловую мощность с учетом расхода на отопление, вентиляцию
и ГВС на одного жителя микрорайона для этих же регионов 2,82 кВт и 2,28 кВт
[1].
3. СИСТЕМЫ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ
3.1. Классификация систем теплоснабжения
Системы теплоснабжения классифицируются по ряду признаков: по
взаимному
расположению
источника
теплоснабжения
и
потребителей
-
централизованные и децентрализованные; по виду теплоносителя - водяные и
паровые; по характеру отпуска теплоты из тепловой сети -открытые и закрытые;
по способу присоединения потребителей теплоты (систем отопления и
теплообменных аппаратов технологических установок) - с зависимым и
независимым
присоединением;
по
количеству
параллельно
идущих
теплопроводов - однотрубные, двухтрубные и многотрубные.
При централизованном теплоснабжении источник теплоснабжения ТЭЦ,
АТЭЦ, АСТ или котельная расположены на значительном расстоянии от самого
удаленного потребителя теплоты, обычно равном от нескольких до десяти
километров.
В
этом
случае
необходимо
сооружение
тепловой
сети,
обеспечивающей доставку теплоносителя к потребителю. Децентрализованный
тепловой источник находится вблизи потребителя, и тепловая сеть в этом случае
не нужна. Роль такого источника могут выполнять промышленные ТЭЦ и
котельные,
обеспечивающие теплом предприятие, печи, работающие на
различных видах органического топлива, мелкие котельные, электрические
нагревательные приборы и т.д.
В качестве теплоносителя для систем центрального отопления жилых зданий
и ГВС обычно используется вода. При температурах теплоносителя до 100-150°С
вода применяется и в различных технологических промышленных процессах. При
температурах теплоносителя более 150°С в промышленности чаще используют
пар. Ниже приводится сравнительный анализ достоинств и недостатков этих
теплоносителей.
18
В России получили одинаковое распространение два способа отпуска теплоты
из водяной тепловой сети - закрытый и открытый. Закрытый способ используется
при жесткой местной воде, открытый - при мягкой. При закрытом способе вода
из тепловой сети не забирается, а нагревает в теплообменниках холодную
водопроводную воду. В этом случае сетевая вода практически полностью, за
исключением утечек, возвращается из тепловой сети в источник теплоснабжения,
где вновь происходит ее нагрев и возврат в тепловую сеть. При открытом способе
отпуска теплоты вода для ГВС или технологических нужд забирается из тепловой
сети и после использования сливается в канализацию. В результате в тепловой
сети имеет место значительное потребление сетевой воды без возврата ее в
котельную или на ТЭЦ. Следовательно, с целью компенсации потребляемой
сетевой воды в открытой системе теплоснабжения на станции необходимо
готовить и добавлять сетевую воду в тепловую сеть. По закрытому способу
работают системы теплоснабжения Москвы и других городов, по открытому Санкт-Петербурга.
При зависимом присоединении систем отопления сетевая вода проходит
непосредственно через приборы отопления. При этом, во-первых, чистота сетевой
воды
определяется
чистотой
внутренних
каналов
систем
отопления
и
теплопроводов тепловой сети, во-вторых, давление в приборах отопления
определяется давлением в обратной линии тепловой сети, что приводит к ряду
ограничений при проектировании и эксплуатации системы теплоснабжения. При
независимом присоединении систем отопления сетевая вода в теплообменниках
нагревает воду, являющуюся независимым теплоносителем, циркулирующим в
системе отопления. Чистота теплоносителя и давление в контуре отопления в
такой системе не зависят от параметров сетевой воды.
Сетевая вода может транспортироваться по одному теплопроводу. Это
возможно, если вся сетевая вода разбирается потребителями. В этом случае
система теплоснабжения называется однотрубной.
районные котельные например в
Таким образом работают
Санкт-Петербурге в летний период.
Значительно больше распространены двухтрубные системы теплоснабжения. В
такой системе два теплопровода расположены параллельно. По одному из них,
называемому
подающим
или
прямым
теплопроводом,
сетевая
вода
19
транспортируется от источника теплоснабжения, и из него производится отбор
воды для потребителей, расположенных вдоль него. В другом теплопроводе,
называемом обратным, происходит сбор охлажденной у потребителей воды и
возврат ее в котельную или на ТЭЦ, Наконец, если потребители нуждаются в
горячей воде с разной температурой, то подающих теплопроводов несколько, а
обратный один. Такая система теплоснабжения называется многотрубной.
В паровых системах теплоснабжения обычно используется насыщенный или
слабоперегретый пар. Это позволяет обеспечить в процессе конденсации пара
практически постоянную температуру в технологической зоне рабочего процесса.
Пар подается по подающему паропроводу. Конденсат, образующийся в
теплообменных устройствах, собирается в конденсатосборниках и затем
транспортируется по конденсатопроводу к источнику теплоснабжения. Если
конденсат оказывается загрязненным, то он сливается в канализацию.
При централизованном теплоснабжении приготовление воды, необходимой
для систем отопления и ГВС, происходит в тепловых пунктах. Если тепловой
пункт обслуживает одно здание, то он называется местным или индивидуальным
(МТП, ИТП). Тепловой пункт, обслуживающий группу домов,
называется
групповым или центральным (ГТП, ЦТП). Иногда тепловой пункт называют
тепловой подстанцией.
В современных системах теплоснабжения распространены следующие
температуры воды при расчетной температуре наружного воздуха: в
тепловой сети tп=150°С, tп=70°С, в системе отопления жилых зданий t10=95°С,
t20=70°С, в системе ГВС в течение всего года tг= 60°С.
3.2. Тепловые схемы источников теплоснабжения
Источниками
централизованного
теплоснабжения
являются
тепло-
электроцентрали и районные котельные. В связи со значительными капитальными
затратами, строительство ТЭЦ в европейской части России экономически
целесообразно при тепловой нагрузке района потребления более 450 МВт.
На ТЭЦ используются теплофикационные паровые турбины мощностью от 25
до 250 МВт. Наиболее распространены конденсационные паровые турбины с
теплофикационными отборами пара для отопления и ГВС (турбины типа Т) ,
20
конденсационные паровые турбины с регулируемым промышленным отбором
пара и отбором пара на отопление и ГВС (турбины типа ПТ), а также
противодавленческие турбины (турбины типа Р, ПР) , после которых пар
направляется к тепловому потребителю, а конденсатор не используется.
Паровые турбины, в зависимости от величины начального давления пара,
делятся на турбины низкого (р0 ≤ 4 МПа), среднего (р0 = 4 - 6 МПа), высокого
(р0 = 9 - 13 МПа) и сверхвысокого давления (р0 =24,5 МПа).
На рис.3.1.а приводится принципиальная тепловая схема ТЭЦ с турбиной типа ПТ
(р0 = 13 МПа, t0 =555 0C), работающая на закрытую систему теплоснабжения.
Здесь использованы обозначения: 1 - парогенератор; 2 - паровая турбина; 3 –
электрогенератор; 4 – конденсатор; 5, 6 -сетевые подогреватели; 7 - пиковый
водогрейный котел; 8 - бустерный насос; 9 - сетевой насос; 10 - химводоочистка;
11 -деаэратор подпиточной воды; 12,14 - насосы; 13 - регулирующий клапан;
15,16 - обратный и прямой коллекторы сетевой воды; 17 - теплофикационный
пучок; 18 - коллектор конденсата; 19 - подающий паровой коллектор; 20 конденсатный насос паросилового цикла; 21 - насос промышленного конденсата;
22,25 - регенеративные подогреватели; 23 - деаэратор; 24 - питательный насос; 26
- конденсатный бак; 27 - РОУ.
Частично отработавший пар забирается на технологические нужды из
промышленного регулируемого отбора ( Ротб =0, 8-1, 6 МПа) через паровой
коллектор 19. Кроме того, пар также отбирается из двух регулируемых
'
теплофикационных отборов ( Ротб
=0,05-0, 25 МПа) для подогрева сетевой воды а
двух ступенях сетевого подогревателя 5 и 6. В случае остановки паровой турбины
технологический отбор пара может снабжаться
непосредственно
от
котла
через редукционно-охладительную установку (РОУ) 27. Пар после прохождения
технологических устройств превращается в конденсат, который собирается в
сборный бак 26 и возвращается в паросиловой цикл через группу подогревателей
низкого давления 22.
Сетевая вода из обратного коллектора 15 тепловой сети вместе с подпиточной
21
водой
подается
бустерным
насосом
8
в
теплофикационный
пучок
конденсатора 17, где происходит ее нагрев приблизительно до 30°С. Затем она
греется в двух последовательно соединенных ступенях сетевых подогревателей и
сетевым
Рис.3.1. Принципиальные тепловые схемы
ТЭЦ с турбинами типа ПТ
(а) для закрытой системы теплоснабжения к
(б) для
турбинами типа Т
открытой системы теплоснабжения.
насосом 9 подается либо сразу в подающий коллектор тепловой сети 16, либо
через пиковый водогрейный котел 7 (при низких температурах наружного
воздуха). Для обеспечения подпитки воды используются химводоочистка 10 и
22
атмосферный деаэратор 11, работающий от потока пара из регенеративного
отбора паровой турбины. Регулирование расхода подпиточной воды производится с помощью регулятора расхода 13 по импульсу давления в обводной ветви
сетевого насоса. При снижении расхода сетевой воды вследствие ее отбора из
сети падает давление в потоке, и расход подпиточной воды повышается.
Рассмотрим также принципиальную тепловую схему ТЭЦ, работающей на
открытую систему теплоснабжения (см. рис.3.1,б). В этой схеме используется
турбина 2 типа Т, в которой кроме регенеративных отборов пара имеются два
регулируемых теплофикационных отбора пара. В отличие от предыдущей схемы/
открытая система теплоснабжения требует значительного расхода подпиточной
воды, достигающего 30% от общего расхода сетевой воды. Подпиточная вода
проходит теплофикационный пучок конденсатора 17, химводоочистку 10 и
вакуумный деаэратор 11. Греющей средой вакуумного деаэратора является вода,
отбираемая после сетевого насоса 9.
На рис.3.2. показана принципиальная тепловая схема водогрейной
Рис.3.2.. Принципиальная тепловая схема водогрейной котельной
котельной. Здесь использованы обозначения:
1 — сетевой насос;
2 -
водогрейный котел, 3 - циркуляционный насос, 4 - водо-водяной подогреватель;
5 - подогреватель сырой воды; 6 - деаэратор подпиточной воды, 7,8,13 - насосы;
9 - химводоочистка, 10 - охладитель выпара; 11 - эжектор; 12 - конденсатный бак.
Котельная содержит в качестве теплогенерирующей установки водогрейный
котел 2 и имеет также системы химводоочистки 9 и деаэрации 6 подпиточной
23
воды. Обычно такие котельные сооружаются во вновь застраиваемых
районах до ввода в действие ТЭЦ. После пуска ТЭЦ эти котельные используются
либо в качестве резервных, либо пиковых котельных.
Принципиальная тепловая схема паровой котельной, производящей
теплоту в виде пара или горячей воды, показана на рис.3.3.
Конденсат от потребителей
Рис.3.3. Принципиальная тепловая схема паровой котельной
Здесь использованы обозначения: 1 - паровой котел; 2,3 - пароводяные
подогреватели; 4,7 - деаэраторы; 5 - питательный насос; 6 - сетевой насос;
8 - водо-водяные подогреватели; 9 - насос смешения;
10 - конденсатный бак;
11 - конденсатный насос; 12 - насос водопроводной воды; 13 - сепаратор;
14,15 - подогреватели сырой воды; 16 - химводоочистка; 17 - насос;
20 - редукционный клапан.
Нагрев сетевой воды происходи в пароводяных теплообменниках и
экономайзерах паровых котлов, подпиточной воды – в водо-водяных
и
пароводяных подогревателях и охладителях конденсата.
Кроме того, существуют атомные ТЭЦ и атомные станции теплоснабжения,
использующие для приготовления теплоты энергию ядерных реакций [1].
В последние годы широкое распространение за рубежом получили
24
теплофикационные циклы на базе ГТУ в виде ГТУ-ТЭЦ и ПГУ-ТЭЦ. В
первом случае дымовые газы после газовой турбины с температурой около 500°С
поступают в котел-утилизатор, где производится нагрев сетевой воды. Во втором
случае
используются
схемы
с
котлом-утилизатором, низконапорным
парогенератором и высоконапорным парогенератором, в которых генерируется
пар одного, двух или трех давлений, работающий в паросиловом цикле. При этом
горячая вода получается в результате ее подогрева либо в теплофикационных
пароводяных подогревателях, либо в газоводяных подогревателях котла. Теплофикация на базе ГТУ-ТЭЦ и ПГУ-ТЭЦ имеет большие перспективы в нашей
стране в связи с высокой эффективностью использования тепла топлива,
производства электроэнергии и большими запасами природного газа.
3.3. Водяные системы
Вода является наиболее распространенным теплоносителем в системах
теплоснабжения. В настоящее время одинаково широко используются закрытые и
открытые системы теплоснабжения. В закрытых системах сетевая вода является
теплоносителем и не отбирается из сети. В открытых системах сетевая вода
частично или полностью разбирается абонентами на ГВС.
Водяные системы делятся на одно-, двух- и многотрубные в зависимости от
количества параллельно проложенных теплопроводов
(линий). Однотрубные
системы используются в том случае, если вся вода, подаваемая в сеть, разбирается
абонентами, то есть в открытой системе теплоснабжения. Значительно чаще
применяются двухтрубные водяные системы, в которых горячая вода подается по
прямому теплопроводу,
а
охлажденная
возвращается
к
теплоисточнику.
Двухтрубные системы обычно используются в случае однородной тепловой
нагрузки, например, такой, как отопление, вентиляция и ГВС жилых зданий. В
промышленных районах могут использоваться трех- и многотрубные системы
теплоснабжения, если имеются потребители теплоты разного потенциала.
25
Закрытые системы. В зависимости от вида абонентской тепловой нагрузки
существуют
различные
схемы
присоединения
систем
теплопотребления.
На рис. 3.4. показаны используемые в практике схемы присоединения
теплопотребляющих установок к двухтрубной тепловой сети.
Рис.3.4.. Закрытая двухтрубная водяная система теплоснабжения с
различными схемами присоединения потребителей
Здесь приводятся следующие схемы присоединений: а-г - отопительные, а зависимая, б - зависимая со струйным смешением, в - зависимая с насосным
смешением, г - независимая; д,е - ГВС с аккумулятором горячей воды верхним и
нижним; ж-л, н, о - отопительные со струйным смешением, ж - ГВС параллельная; з - ГВС - двухступенчатая смешанная; и, л-н - ГВС -
26
двухступенчатая последовательная; к - ГВС - предвключенная; л отопительная со струйным и насосным смещением; м - отопительная
независимая; о - вентиляционная установка по двухступенчатой
смешанной
схеме; использованы обозначения: 1 - аккумулятор горячей воды; 2 - воздушный
кран; 3 - водоразборный кран; 4 - прибор отопления", 5 - обратный клапан; 6-8 подогреватели ГВС;
9 - подогреватель отопительный; 10 - расширительный
сосуд; 11 - регулятор давления "после себя"; 12 - регулятор расхода;
13 - регулятор температуры; 14 - регулятор отопления; 15 - элеватор; 16 - насос;
17 - подпиточный насос; 18 - сетевой насос; 19 - регулятор подпитки;
20 - дроссельное устройство; 21 -теплофикационный подогреватель; 22 - пиковый
котел; 23,24 - калориферы.
Все
приведенные
схемы
обслуживают
одно
здание
и
называются
абонентскими вводами, местными (индивидуальными) тепловыми пунктами или
подстанциями. Назначение таких тепловых пунктов состоит в создании потока
воды с необходимой расчетной температурой (95°С) для системы отопления и для
нужд ГВС (60°С). Исходными потоками, с помощью которых решается эта
задача, являются сетевая вода в подающей линии (150°С) и в обратной линии
(70°С). Для систем отопления при зависимом присоединении приборов отопления
вода готовится путем смешения потоков сетевой воды из подающей и обратной
линий с помощью либо струйных насосов, либо центробежных насосов (см.
рис.3.4.,б, в).
В
случае
независимого
присоединения
отопительных
приборов
в
отопительном контуре циркулирует вода, получающая теплоту в рекуперативном
теплообменнике отопления от сетевой воды из подающей линии (см. рис.3.4.г).
На нужды ГВС вода готовится из холодной водопроводной воды путем нагрева ее
от сетевой воды из подающей линии в водо-водяных теплообменниках горячей
воды.
Схемы с зависимым присоединением отопительных приборов имеют в
верхней точке системы воздушные краны для выпуска воздуха из системы. Все
схемы с независимым присоединением отопительных приборов имеют в верхней
части системы расширительные сосуды, позволяющие, во-первых, избежать
27
возникновения разрушений от термического расширения воды, во-вторых,
обеспечить выход воздушных пузырьков, выделяющихся при повышении
температуры воды, и, в-третьих, создать приемлемый уровень давления в контуре
циркуляции.
При
независимом
присоединении
отопительных
приборов
движение
теплоносителя производится с помощью циркуляционного центробежного насоса.
В случае зависимого присоединения смешение сетевой воды из подающего и
обратного теплопроводов обычно происходит в устройстве, называемом
элеваторным узлом. Элеваторный узел является струйным жидкостным насосом,
в котором за счет активного потока сетевой воды из подающей линии происходит
подсасывание воды из обратной линии после системы отопления. В результате
смешения этих двух потоков образуется поток горячей воды, имеющий
температуру и давление, промежуточные по своим значениям между исходными
потоками. Очевидно, что давление в потоке после смешения определяется отношением расходов и давлениями смешиваемых потоков. При недостаточном
перепаде давлений между подающей и обратной линиями (располагаемый
перепад давлений тепловой сети менее 0,1 МПа) избыточного давления
приготовленной воды может не хватить для транспортировки воды через приборы
отопления.
В
таком
случае
вместо
элеваторного
узла
применяется
циркуляционный насос, устанавливаемый в отопительном контуре (см. рис.3.4.в).
Почти во всех схемах имеются регуляторы расхода по сетевой воде, забираемой
из подающей линии. Однако на практике они могут не использоваться, поэтому
необходимо тщательно настраивать элеваторные узлы.
На рис-3.4.а-г показаны схемы присоединения системы отопления, на
рис.3.4.д,е - системы ГВС, на рис.3.4.ж-н - одновременное присоединение этих
систем. В последнем случае используются различные схемы включения системы
ГВС в тепловую сеть: параллельная (ж), предвключенная, или последовательная
(к), двухступенчатая смешанная (з), двухступенчатая последовательная (и, л-н).
Кроме местных тепловых пунктов, в закрытых системах теплоснабжения
получили распространение групповые (центральные) тепловые пункты (ГТП,
ЦТП),
обслуживающие группу зданий.
В этих пунктах происходит
приготовление горячей воль; в секционных водо-водяных теплообменниках,
подключаемых
по
одной
из
схем:
параллельной, двухступенчатой
28
последовательной и двухступенчатой сметанной (рис.3.5.). Выбор схемы
включения теплообменников горячей воды производится в зависимости от
соотношения максимальной тепловой нагрузки по ГВС QГМ и отопления Qo : при
тах
QГМ
Qo > 1, 2 – используется параллельная схема;
двухступенчатая смешанная схема и при
мах
при 0,6 <
мах
<1,2 -
< 0,6 - двухступенчатая
последовательная схема. В ЦТП могут располагаться и теплообменники по
отоплению, если используется независимое присоединение систем отопления.
Рис.3.5. Схема присоединения к тепловой
сети систем отопления и ГВС на
ЦТП (см. обозначения к рис.3.4.)
В связи с малым потреблением горячей воды в жилых зданиях в ночное
время, вода в теплопроводах ГВС, особенно в зимнее время, заметно
охлаждается, и в утренние часы потребители вынуждены сливать охлажденную
воду в канализацию, тем самым неоправданно повышая тепловые затраты на
ГВС. С целью устранения этих потерь предусматривается использование
циркуляции горячей воды между потребителями и ЦТП (см. рис.3.5.). В
двухступенчатых схемах обратная линия ГВС подводится после I ступени
подогревателя.
Параллельная схема присоединения теплообменников ГВС к тепловой сети
является неэффективной, так как вода после системы отопления, имеющая
29
температуру
водопроводной
40-70°С,
воды,
не
используется
температура
для
которой
подогрева
в
зимний
холодной
период
равна
приблизительно 5°С. Вследствие этого увеличиваются затраты теплоты на
приготовление горячей воды, особенно при максимальном водоразборе. Кроме
того, тепловая сеть должна быть рассчитана на пропуск повышенных расходов
воды, то есть при использовании параллельной схемы присоединения системы
ГВС увеличиваются и капитальные затраты на создание тепловой сети.
В двухступенчатой смешанной схеме I (нижняя) ступень подогревателя
включена последовательно с системой отопления (после нее), тогда как II
(верхняя) ступень подогревателя подключается параллельно системе отопления.
Эта схема значительно экономичнее в сравнении с параллельной.
Двухступенчатая последовательная схема также эффективна, однако ее
минусом
является
усложнение
схемы
регулирования
ЦТП
или
ИТП.
Необходимость регулирования связана с изменением расхода сетевой воды у
абонентов с нагрузкой по ГВС, отличающейся от типовой, по которой
производится центральное регулирование. Преимуществом этой схемы в
сравнении с двухступенчатой смешанной схемой является выравнивание
суточного графика тепловой нагрузки и более рациональное использование
теплоносителя.
Преимуществом закрытой системы теплоснабжения является независимость
тракта горячей воды от сетевой воды как по давлению, так и по составу воды. К
числу достоинств такой системы относится также простота контроля ее
герметичности, так как он производится по расходу на подпитку. Оборудование
системы подпитки сетевой воды значительно дешевле в связи с малым расходом
подпиточной воды.
Недостатками закрытой системы являются: сложность и повышенная
стоимость оборудования ИТП и ЦТП; выпадение накипи в оборудовании ГВС в
связи
с
отсутствием
химводоочистки
водопроводной
воды;
коррозия
оборудования ГВС из-за отсутствия деаэрации водопроводной воды.
Открытые системы. Наиболее распространенными среди открытых систем
также являются двухтрубные водяные системы (рис.3.6.,к-л). Здесь приводятся
следующие схемы присоединения: а-г - отопительные, а - зависимая без
смешения; б - зависимая со струйным смешением; в - зависимая с насосным
30
смешением; г – независимая; д, е - ГВС с верхним аккумулятором и нижним
аккумулятором; ж-л - отопительные и ГВС, ж-и - со струйным смешением, к - со
струйным и насосным смешением; ж - непосредственный водоразбор при
несвязанном регулировании; з - непосредственный водоразбор при связанном
регулировании; и - непосредственный водоразбор при постоянном гидравлическом сопротивлении на вводе; к, л - непосредственный водоразбор;
использованы обозначения: 23 - пусковое устройство, 24 - смеситель, остальные
обозначения см. к рис.3.4.
Рис.3.6. Открытая двухтрубная водяная система теплоснабжения с различными
схемами присоединения потребителей
В открытых системах теплоснабжения присоединение систем отопления
такое же, как и в закрытых системах (см. рис.3.6.а-г).
Приготовление горячей воды в открытых системах существенно отличается
от аналогичного процесса в закрытых системах. В открытых системах горячая
вода создается в результате смешения сетевой воды из подающей и обратной
31
линий. Следовательно, из тепловой сети вода отбирается безвозвратно.
Смешение происходит в смесителе в необходимой пропорции, обеспечиваемой
регулятором температуры.
Обычно уровень температуры горячей воды
составляет 50-60°С.
Схемы присоединения систем ГВС в открытых системах представлены на
рис.3.6. д-л. Находят применение как схемы с регулированием расхода, так и без
него.
При
отсутствии
регулятора
расхода
сетевой
воды
(несвязанном
регулировании, см. рис.3.6. ж) расход сетевой воды в системах отопления
максимален при нулевом потреблении горячей воды и минимален при
максимальном ее потреблении. Расчетный расход сетевой воды в этом случае
оказывается повышенным в часы максимального водоразбора.
При связанном регулировании (см. рис.3.6. з) регулятор расхода в подающей
линии абонентского ввода обеспечивает постоянное значение расхода сетевой
воды из подающей линии, используемой в дальнейшем на отопление и ГВС. В
результате происходит уменьшение расхода сетевой волы на отопление в часы
максимального
водоразбора.
теплоаккумулирующая
Однако
способность
при
этом
используется
зданий, обеспечивающая выравнивание
суточного графика тепловой нагрузки отопительной установки. Улучшение
работы системы отопления может быть достигнуто в результате использования
насоса в системе отопления (см. рис. 3.6. к), включаемого в работу при
максимальном потреблении горячей воды.
При повышенной гидравлической устойчивости тепловой сети регуляторы
расхода на абонентском вводе в подающей линии не применяют. Роль
регуляторов
например,
расхода
играют
дроссельные
постоянные
шайбы.
гидравлические
Величина
постоянного
сопротивления,
сопротивления
определяется для каждого потребителя индивидуально из расчета обеспечения
одинакового закона изменения расхода сетевой воды при изменении нагрузки
ГВС.
Преимуществами
открытой
системы
являются:
простое
оборудование,
используемое для приготовления горячей воды в зданиях;
отсутствие ЦТП; химочистка и деаэрация сетевой воды, отбираемой на ГВС, что
значительно уменьшает коррозию и зашламление систем ГВС;
возможность использования низкопотенциальной теплоты станции, например,
32
охлаждающей воды конденсаторов турбин (15-30°С) .
К числу недостатков открытых систем относятся: усложнение системы
подпитки сетевой воды на ТЭЦ (котельной); низкое качество горячей воды при
зависимой схеме присоединения и высокой окисляемости воды; усложнение
контроля герметичности тепловых сетей, а также эксплуатации системы
теплоснабжения в связи с различным расходом воды в подающей и обратной
линиях.
3.4. Паровые системы
Паровые системы выполняются с возвратом и без возврата конденсата.
Наиболее распространена однотрубная схема с возвратом конденсата (рис.3.7.).
Рис.3.7. Однотрубная паровая система теплоснабжения с возвратом
конденсата
Здесь использованы следующие схемы присоединения потребителей и
обозначения: а - паровой отопительной по зависимой схеме; б - водяной
отопительной по независимой схеме; в – ГВС; г - технологических аппаратов;
д - механического термокомпрессора; I - паропровод, II - конденсатопровод;
1 - редукционно-охладительная установка; 2 - регулирующий клапан, 3 - приборы
отопления; 4 - воздушный кран; 5 - водоразборный кран; 6 - конденсатоотводчик;
7 - обратный клапан; 8 - конденсатосборник; 9 - насос; 10 - подогреватель;
11 -расширительный бак; 12 - аккумулятор горячей воды; 13 - потребитель
теплоты;
14 - механический термокомпрессор;
15 - регулятор температуры;
16 - турбина; 17 - конденсатор.
Пар подается либо из отборов турбины, либо в отдельных случаях через
33
РОУ из парового котла по паропроводу I. Образующийся в процессе отвода
теплоты в паропотребляющих установках конденсат отделяется от пара в
конденсатоотводчиках, собирается в конденсатосборниках и затем с помощью
насосов возвращается по конденсатопроводу на станцию. Обычно избыточное
давление в конденсагосборниках составляет 5-20 кПа.
Присоединение теплопотребляющих установок может осуществляться как
по зависимой, так и по независимой схемам (см. рис.3.7.). Технологические
потребители получают пар непосредственно из паропровода либо через РОУ. В
случае недостаточного давления пара в паропроводе его пропускают через
поршневой, ротационный или центробежный компрессор, находящийся у
потребителя. Давление пара может также повышаться на станции в струйном
термокомпрессоре. Активным потоком является пар из котла, пассивным - пар
после турбины.
В
тех
случаях,
когда
на
станции
используются
упрощенные
водоподготовительные установки (при р0 ≤ 4,5 МПа), экономически оправдано
снабжение потребителя паром без возврата конденсата.
3.5. Выбор теплоносителя и системы теплоснабжения
Выбор теплоносителя производится в зависимости от вида теплового
источника и теплового потребителя. При тепловой нагрузке района в виде систем
отопления, вентиляции и ГВС в основном используются двухтрубные водяные
системы теплоснабжения. При температуре теплоносителя до 100-150°С
применяется вода, более 150°С - водяной пар.
Основными преимуществами воды в сравнении с паром являются:
экономичность производства электроэнергии на ТЭЦ; сохранение конденсата на
станции; высокая теплоемкость
(аккумулирующая способность) всей массы
теплоносителя.
Недостатками
воды
являются:
большой
расход
электроэнергии
на
транспортирование воды в сравнении с перекачкой конденсата; большая
плотность воды и существенная неравномерность давления в тепловой сети в
местности с сильно меняющимся рельефом; большие потери теплоносителя при
34
авариях. К числу недостатков воды относится также конечность ее удельной
теплоемкости, что приводит к большим расходам воды в технологических
аппаратах, требующих условий работы, близких к изотермическим.
Повышение
экономичности
систем
теплоснабжения
связывается
с
увеличением температуры воды, так как ее расход при заданной тепловой
мощности уменьшается, что позволяет использовать теплопроводы меньшего
диаметра. Однако при этом происходит больше аварий и используется более
дорогая теплоизоляция.
Вид системы теплоснабжения зависит в основном от свойств водопроводной
воды, используемой в качестве теплоносителя в тепловой сети. Открытые
системы теплоснабжения применяются в том случае, если водопроводная вода
имеет окисляемость 0<4 мг/л и любые значения индекса насыщения, карбонатной
жесткости и содержания ионов хлора и сульфатной группы. Повышенное
значение окисляемости приводит к тому, что сетевая вода радиаторов
отопительных установок, попадающая в систему ГВС, имеет неприятный
сероводородный запах.
При закрытой системе теплоснабжения индекс насыщения более -0,5,
карбонатная жесткость не более 7 мг-экв/л, содержание ионов хлора и сульфатов
не более 200 мг/л, окисляемость любая.
4. РЕЖИМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ СИСТЕМ
ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ
4.1. Методы регулирования
Тепловая
нагрузка
различных
потребителей
разнообразна,
однако
в
большинстве случаев основная доля - это отопительная нагрузка. Величина
отопительной нагрузки зависит от температуры наружного воздуха и может
изменяться за сезон в три-четыре раза. В связи с этим необходимо осуществлять
регулирование расхода теплоты в системе теплоснабжения.
Различают
центральное,
групповое,
местное
и
индивидуальное
ре-
гулирование. Центральное регулирование производится на ТЭЦ (в районной
отопительной
котельной),
групповое
-
на
ЦТП,
местное
-
индивидуальное - непосредственно на теплопотребляющих установках.
на
ИТП,
35
В связи с несовершенством применяемой арматуры в системе
отопления большинства зданий индивидуальное регулирование используется
чрезвычайно редко. При однородной нагрузке у различных потребителей часто
ограничиваются центральным регулированием отпуска теплоты. В случае
разнородной нагрузки (отопление, вентиляция, кондиционирование) наряду с
центральным
регулированием
используется
групповое
или
местное
регулирование. Качественное регулирование возможно лишь при использовании
систем автоматического регулирования.
Центральное регулирование производится по основным видам тепловой
нагрузки, например, по отоплению или по отоплению и средне-недельной
нагрузке по ГВС. Так как система отопления потребляет наибольшую мощность
системы
теплоснабжения,
то
именно
ее
нагрузка
определяет
характер
регулирования отпуска теплоты.
Для передаваемого количества теплоты Q в приборах отопления всех видов
справедливо уравнение теплопередачи
Q
kF tn ,
где k - коэффициент теплопередачи прибора отопления; F - его площадь
теплообмена; ∆t - средний температурный напор между греющей и нагреваемой
cредой; n - время работы приборов отопления.
Среднюю
разность
температур
между
теплоносителями
в
первом
приближении можно представить в виде
t
где
1
,
2
1
2
2
t1
t2
2
,
- температуры греющей среды, t1 ,t 2 температуры нагреваемой среды на
входе и на выходе из
прибора отопления.
Q
1
t1
1
kFn
Так как
2
1
Q Gcn , то
t2 2
0,5
Gcn
(4.1)
Анализ соотношения (4.1) показывает, что централизованно тепловую
нагрузку можно регулировать только с помощью двух параметров:
36
температуры сетевой воды и ее расхода.
В соответствии с этим в водяных системах используются три метода
центрального регулирования:
а) качественный - расход сетевой воды не зависит от тепловой нагрузки, тогда
как температура сетевой воды зависит от нее;
б) количественный - температура сетевой воды неизменна, расход сетевой
воды определяется тепловой нагрузкой;
в) качественно-количественный - в зависимости от тепловой нагрузки
изменяются расход сетевой воды и ее температура.
В местных тепловых пунктах обычно используют либо количественное
регулирование, либо регулирование пропусками, при котором происходит
отключение подачи сетевой воды в приборы отопления на некоторое время.
Температура сетевой воды и ее расход ограничены рядом условий,
определяющих диапазон их изменения. В соответствии с требованиями к
температуре воды для ГВС температура сетевой воды должна быть не менее
60-70°С. Максимальное значение температуры сетевой воды определяется
условием ее невскипания в тепловой сети и в системах отопления высотных
зданий. Обычно
определяется
тах
= 130-150°С. Максимальное значение расхода сетевой воды
располагаемым
напором
на
станции
и
гидравлическим
сопротивлением тепловой сети и теплопотребляющих установок. Минимальное
значение расхода сетевой воды обусловлено гидравлической разрегулировкой в
приборах отопления одного вертикального стояка вследствие большого падения
температуры воды. Этот эффект приводит к ограничению количественного регулирования в высотных зданиях.
4.2. Центральное качественное регулирование
при однородной тепловой нагрузке
Центральное качественное регулирование весьма широко распространено при
основной тепловой нагрузке в виде систем отопления как для ТЭЦ, так и для
районных котельных.
Рассмотрим присоединение системы отопления по зависимой схеме с
постоянным расходом сетевой воды. При расчетном режиме работы системы
отопления тепловая мощность, отбираемая из сети, равна
37
Qo' . p
k 'F t'
'
01
Go с
'
02
'
03
Gс
'
02
.
(4.2)
При режиме работы с произвольным значением температуры наружного
воздуха tн тепловая мощность определяется
Qo. p
где -
kF t o
Go с
01
Gс
02
03
02
.
(4.3)
t o - средний перепад температур между горячей водой в приборах
t o' ,
отопления и воздухом в помещении с расчетной температурой tв.р,
01
,
02
,
03
-
температуры сетевой воды в подающей и обратной линиях и после смешения при
t н,
'
01
,
'
02
'
03
,
- те же температуры при tн.р, Go, G - расход горячей воды в
приборах отопления и воды, отбираемой из тепловой сети на отопление;
с - удельная теплоемкость воды; k, k’ - среднее значение коэффициента
теплопередачи приборов отопления при температурах наружного воздуха tн и tн.р.
Введем обозначения
Qo . p
Q
'
o. p
Qo
'
01
'
02
t B. P
tН
t B. P
'
o
'
03
,
01
'
02
02
'
03
'
o
t H .O
и из (4.1) – (4.3) получим
k to
k ' t o'
02
'
(4.4)
Экспериментальные исследования показывают, что для применяемых
отопительных приборов справедливо соотношение :
k
A t on ,
где А и n - опытные константы, зависящие от конструкции и
схемы
включения приборов отопления.
На основе последнего соотношения из (4.4) имеем
Qo
to
t o'
n 1
to
,
'
o
t Q
1
n 1
o
(4.5)
С другой стороны
to
03
02
2
После подстановки (4.6) в (4.5) получим
t B.P .
(4.6)
38
'
o
2 t B. P
03
t Q
1
n 1
o
Из (4.4) выводятся соотношения для
,
01
02
02
,
03
.
в зависимости от
относительной тепловой нагрузки системы отопления Q0 с учетом того, что
n=0,17-0, 32 (примем n=0,25)
'
0
t В. Р
01
0 ,8
t Q0
03
'
'
0
2
02
t Q0
t B.P
t Q0
'
0 ,8
'
0
t B.P
Q0 ,
2
Q 0 , Q0
Для отопительных систем без смешивающих устройств
'
0
0 ,8
t Q0
2
t B. P
tH
t B. P
t H .O
01
'
0
Q0 ,
.
03
'
0
0 ,8
Q 0 , 02 t B. P
t Q0
Q0 .
2
2
Наиболее распространено зависимое присоединение отопительных приборов.
Для такой схемы график регулирования приведѐн на рис.4.1.
Графики температур имеют излом при tH.И≈0оС, обусловленный тем, что сетевая
01
t B.P
'
0
'
0 ,8
'
0
вода в подающей линии должна иметь температуру не ниже 70°С для получения
горячей воды с температурой 60°С на нужды ГВС при высоких температурах
наружного воздуха.
Возможен также вариант, когда вода в летнем режиме работы системы
теплоснабжения подается только в одну из линий (подающую или обратную) и
при этой же температуре - в систему ГВС. Случаи централизованного
регулирования
теплоснабжения
при
разнородной
тепловой
нагрузке
рассматриваются в [1].
Для системы воздушного отопления k=const (n=0)
01
t B. P
'
01
t B. P Q 0
,
02
t B. P
'
02
t B. P Q 0 .
39
Рис.4.1. График качественного центрального регулирования тепловой
нагрузки системы теплоснабжения
5. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ
5.1. Задачи гидравлического расчета тепловых сетей
Так как системы теплоснабжения содержат тепловые сети и теплообменное
оборудование, то для них проводятся соответствующие гидравлические расчеты,
имеющие свою специфику. Гидравлические расчеты тепловой магистрали и
основных ответвлений производятся на основании расходов сетевой воды для
различных
объектов,
определяемых
тепловыми
нагрузками
потребителей
соответствующие ответвлений. Как правило, ограничиваются гидравлическими
расчетами стационарных режимов течения. При проектировании тепловой сети
исходят из заданной геометрии тепловой сети и расходов сетевой воды на
участках между отборами сетевой воды. Диаметр участков трубопроводов обычно
выбирают исходя из непревышения предельных значений удельных потерь
давления на 1 м длины. Для магистральных трубопроводов эта величина равна
80 Па/м, для распределительной тепловой сети - 295 Па/м. Однако такой способ
выбора диаметров трубопроводов не является достаточно обоснованным.
В разделе 10.2 излагается основной экономический расчет всей тепловой
сети, разработанный проф. Б. Л. Шифринсоном, на основе которого происходит
определение диаметров участков наиболее экономичной тепловой сети.
При любой целевой функции экономического расчета необходимо уметь
определять потери давления на участках тепловой сети. Гидравлический расчет
40
динамического режима работы тепловых сетей состоит в определении
суммы линейных потерь давления на трение и общих местных потерь давления
для каждого расчетного участка, имеющего неизменный диаметр и расход воды.
Такой расчет производится как для подающей, так и для обратной линий:
р уч
рТР
рм .
(5.1)
Гидравлический расчет распределительной тепловой сети объектов основан
на распределении расходов сетевой воды, определенных на основе заданных
максимальной тепловой нагрузки на ГВС и на отопление. Производится оценка
потерь давления в распределительной тепловой сети. Исходя из максимальной
тепловой нагрузки на ГВС, выбираются секции водо-водяных подогревателей
нужного типоразмера, определяется необходимое их количество на ЦТП.
Находятся потери давления сетевой воды и горячей воды (для закрытых систем
теплоснабжения) на ЦТП. Кроме того, вычисляются минимальные потери напора
в элеваторных узлах. На основе полученных потерь давления строятся
пьезометрические
графики
тепловой
сети
и
проводится
анализ
ее
работоспособности.
5.2. Линейные потери давления на трение в трубах
Линейные потери давления, связанные с трением, на участке трубы с
постоянными диаметром и расходом воды определяются по соотношению
р
где
l
d
w2
,
2
(5.2)
- коэффициент трения участка, l - его длина, d – внутренний диаметр трубы,
и w - плотность воды и ее средняя по сечению скорость.
Коэффициент трения
определяется режимом движения воды. Известны три
режима движения: ламинарный, переходный и турбулентный.
Характеристикой режима движения воды является значение числа Рейнольдса Re=wd/ν, где ν - кинематический коэффициент вязкости воды. Для
гладких труб границы между режимами и соответствующие зависимости для
коэффициента
трения
отличаются
от
таковых
для
труб
с
реальной
шероховатостью. В трубах тепловых сетей ламинарные режимы течения обычно
41
не реализуются. Для труб с эквивалентной шероховатостью
(относительная
шероховатость
ЭКВ
ЭКВ
/d
)
граница
между
ЭКВ
областью
зависимости для гладких труб и переходной областью, в которой начинает
проявляться влияние шероховатости, определяется значением комплексного
параметра Re
ЭКВ
weЭКВ /
5,6 , 6. Величина коэффициента трения в переходной
области λ определяется приближенной зависимостью Альтшуля, удобной для
вычислений;
0,11
68
Re
ЭКВ
0 , 25
.
(5.3)
При выполнении неравенства для относительной шероховатости ε ЭКВ≤0,003,
справедливого для магистралей тепловой сети и основных ответвлений (так как
принимаемая в этом случае эквивалентная шероховатость εЭКВ=0,5мм , значения
коэффициента трения, определяемые по (5.3), с высокой точностью совпадают с
его значением, удовлетворяющим точной формуле Кольбрука-Уайта
l
2 lg
2,5
ЭКВ
3,7
Re
.
При Re∙εЭКВ=weэкв/ν≥824 реализуется так называемый квадратичный закон
сопротивления, для которого характерна независимость коэффициента трения от
числа Рейнольдса. В этом случае коэффициент трения находится по формуле
Никурадзе в зависимости от величины относительной шероховатости
1
2 lg
3,715
2
.
(5.4)
ЭКВ
Итак, определение потерь давления на расчетном участке тепловых
сетей,обусловленных трением, производится в соответствии с (5.2). В переходной
области,
соответствующей
диапазону
произведения
5,6≤Re∙ε’ЭКВ≤824,
коэффициент трения находится по приближенному уравнению Альтшуля (5.3); в
квадратичной области при Re∙ε’ЭКВ≥824 - по формуле Никурадзе (5.4).
5.3. Местные потери давления
Местные потери давления обусловлены наличием в тепловой сети арматуры,
компенсаторов, поворотов потока в отводах, изменением площади сечения труб
42
при переходе от одного участка к другому, а также процессами,
протекающими в тройниках как при раздаче, так и при слиянии потоков.
Величина
потери
давления
в
местном
сопротивлении
определяется
по
соотношению
рм
где
м
м
w2
,
2
(5.5.)
- коэффициент местного сопротивления. В [5] показано, что для данного
местного сопротивления величина
м
зависит от числа Рейнольдса потока и
шероховатости канала местного сопротивления. При Re≥104-105
значение
м
является константой для многих видов местных сопротивлений.
Суммарные потери давления на участке иногда представляют в следующем
виде [4]:
р уч
0,8106
G2 l 1
d5
где G — массовый расход воды на участке,
м
м
рМ
рТР
,
(5.6)
- коэффициент местных
потерь. Обычно численные значения коэффициента местных потерь равны
0,2 0,3 .
м
Так как в магистрали и основных ответвлениях значения чисел Рейнольдса
потока
удовлетворяют
соотношению
Re≥104-105,
то
при
вычислениях
используются следующие значения коэффициентов местных сопротивлений [4]:
для полностью открытых задвижек м 0,5 ;
для сальниковых компенсаторов м 0,3 ;
для сварных трѐхшовных отводов под углом 90° ζм=0,5 (такое же значение ζм
соответствует гладкому отводу при Rгн/d=3 , Rrн- радиус изгиба оси трубы);
для n-образнх компенсаторов ζм=1,9+2D, D - наружный диаметр
тубопровода, м; для внезапного расширения потока при изменении площади
сечения трубы от F1 до F2 ζм=(1- F1/ F2)2; для внезапного сужения потока
при изменении площади сечения от F1 до F0 , ζм =0,5(1- F0/ F1)3/4 .
В [4] приводятся постоянные значения
м
для тройников при разделении и
при слиянии потоков как для прямого прохода, так и для ответвления. На самом
43
деле значения местных сопротивлений для каждого из потоков зависят от
соотношения расходов в каналах тройника, соотношения площадей сечения
каналов тройника и утла бокового ответвления. В [5] приводятся аналитические
зависимости для определения коэффициентов местного сопротивления потока на
проход
С .П .
и потока на ответвление
с.б.
. Все значения коэффициентов местных
сопротивлений равны отношению потерь давления в соответствующем канале к
динамическому напору в сборном канале, скорость потока в котором
максимальна.
Для вытяжного тройника (при слиянии потоков), угол ответвления 90°:
коэффициент местных потерь для бокового ответвления (табл.5.1):
Таблица 5.1
Fб
Fс
≤ 0,35
Vб
Vc
1
А
1,0
с .б
>0,35
≤ 0,4
0,9(1-
рб
wc2
2
A1
Vб Fc
Vc Fб
2
>0,4
Vб
)
Vc
V
21 б
Vc
0,55
2
,
(5.7)
коэффициент местных потерь давления для потока на проход
с .п.
рп
wc2
2
1
V
1 б
Vc
2
Vб
1,4
Vc
Vб
Vc
2
,
(5.8)
где Vб и Vc - объемные расходы воды в боковом ответвлении и в сборном
канале, Fб,Fс – площадь поперечного сечения бокового ответвления и сборного
канала.
Для приточного тройника (при разделении потоков), угол ответвления 90°С:
44
коэффициент местных потерь для бокового ответвления (табл.5.2)
рб
wc2
2
с .б .
'
A 1
2
Vб Fс
Vc Fб
;
(5.9)
Таблица 5.2
≤0,35
Fб
Fc
≤0,4
Vб
Vc
А'
1,1-0,7
>0,35
≤0,6
>0,4
Vб
Vc
0,85
1-0,6
>0,6
Vб
Vc
0,6
коэффициент местных потерь давления для потока на проход (табл.5.3)
с .п.
рп
wc2
2
n
Vб
Vc
2
.
(5.10)
Таблица 5.3
Fб
Fc
≤0,4
Vб
Vc
0 –1,0
n
0,4
>0,4
≤0,5
2(2
>0,5
Vб
-1)
Vc
0,3(2
Vб
-1)
Vc
5.4. Пьезометрический график
На основе гидравлических расчетов участков тепловой сети производится
построение
зависимости
напора
сетевой
воды
Н
вдоль
магистральных
трубопроводов и основных ответвлений для подающей и обратной линий,
выраженное в метрах водного столба. Такое распределение давления называется
пьезометрическим графиком. При этом исходными являются давления в
подающем и обратном коллекторах ТЭЦ (котельной). Избыточное давление в
обратном коллекторе определяется характеристикой подпиточного насоса и
составляет обычно приблизительно 30 м. Избыточное давление в подающем
коллекторе зависит от длины тепловой магистрали и обычно в зимнем режиме
составляет приблизительно 100 м. В закрытых системах теплоснабжения потери
45
давления в прямом и обратном трубопроводах практически одинаковы.
При заданной геометрии тепловой сети в плане распределение давления в
магистрали зависит от рельефа местности, в пределах которой располагается
тепловая сеть. При построении пьезометрического
рельеф
местности
вдоль
графика
изображается
магистрали (рис.5.1). Тогда избыточное давление,
отсчитываемое от оси абсцисс,
Рис.5.1. Пьезометрический график закрытой тепловой сети
представляет собой распределение давления сетевой воды в тепловой сети
заданной формы, расположенной на одном уровне в горизонтальной плоскости.
В свою очередь, в соответствии с законом Бернулли, давление, определяемое
этими же кривыми, но отсчитываемое от уровня земли (профиля трассы),
представляет собой избыточное давление в тепловой сети с учетом рельефа
местности. Именно эти давления соответствуют показаниям манометров,
измеряющих давление в прямом и подающем трубопроводах. Очевидно, что
располагаемый напор давления в тепловой сети, в отличие от давлений в
подающем и обратном трубопроводах, не зависит от профиля местности.
5.5. Гидравлический расчет разветвленных тепловых сетей и
кольцевых участков
Разветвленные тепловые сети имеют древовидную структуру. При любой
46
сложности таких схем гидравлический расчет всех участков при заданных
расходах
сетевой
воды
производится
независимо
в
соответствии
с
соотношениями, приведенными в разделах 5.2, 5.3. В более сложных тепловых
сетях
имеются
кольцевые
участки,
обеспечивающие
резервирование
теплоснабжения для некоторых объектов. В этом случае на отдельных элементах
кольцевых участков расход сетевой воды заранее неизвестен и должен находиться
на основе использования законов гидравлических сетей, аналогичных законам
Кирхгофа для электрических сетей.
Во-первых, в каждом узле тепловой сети сумма расходов воды равна нулю;
во-вторых, во всех кольцевых контурах сумма перепадов давления на всех
участках кольца равна нулю
(при отсутствии в кольцевом контуре насосов).
Решение системы алгебраических уравнений, полученных для всех отдельных и
кольцевых участков тепловой сети, позволит определить перепады давления и
неизвестные значения расходов сетевой воды.
5.6. Гидравлический расчет теплообменных аппаратов
Теплообменные аппараты, используемые в системах теплоснабжения, для
каждого из теплоносителей представляют собой местные гидравлические
сопротивления. Обычно для различных типов теплообменных аппаратов
приводятся специфические расчетные методы по определению величины
гидравлических потерь давления. Приведем расчетные зависимости для
секционных скоростных водо-водяных подогревателей горячей воды.
Потери напора водопроводной воды в трубном пространстве и сетевой воды
в межтрубном пространстве для одной секции (Δh,м) определяются по
соотношениям [6]:
hT
0,53wT2 ,
hМТ
2
,
1,1wМТ
где соответствующие скорости, м/с, равны
WT
VB
,
fT
WМТ
VC
,
fT
где - VB, VC- объемные расходы горячей и сетевой воды; fT, fмт -площадь сечения
трубок и межтрубного пространства секции. Следует иметь в виду, что
47
приводимые зависимости для определения потерь давления справедливы по
меньшей мере в диапазоне используемых скоростей теплоносителей. В
приведенном примере предельное значение скорости равно 2 м/с.
5.7. Гидравлический расчет элеваторных узлов
Схема элеваторного узла представлена на рис.5.2. В приемной камере 2 и
камере смешения 3 происходит смешение активного потока горячей сетевой
воды с расходом G1, поступающей через сопло 1, и части потока охлажденной в
приборах отопления воды с расходом G2
Рис.5.2. Схема элеваторного узла; 1 - сопло, 2- приемная камера, 3 - камера
смешения, 4 - диффузор
В результате, после повышения давления в диффузоре 4, на выходе из
элеватора
образуется
поток
с
температурой,
промежуточной
между
температурами смешиваемых потоков. Давление активного потока на входе в
сопло определяется давлением сетевой воды в подающей линии, подмешиваемого
потока - давлением сетевой воды в обратной линии. После смешения потоков в
элеваторе образуется теплоноситель с давлением, достаточным для преодоления
гидравлического сопротивления системы отопления. Величина потерь давления в
контуре отопления бычно составляет 0,01-0,015 Мпа, что соответствует потерям
напора величиной 1-1,5 м водяного столба.
Применение
закона
сохранения
импульса
процессу
смешения,
протекающему в цилиндрической камере смешения, позволяет
получить
гидравлическую характеристику элеватора в виде [7]
к
48
рс
рр
где
2
1
f р1
f3
2
2
2
f р1
1
2
2
4
f2
u2
2
3
2
f р1
f3
1 u
2
,
(5.11)
превышение давления на выходе из элеватора относительно
рс -
подмешиваемого потока; р р - перепад давления на сопле элеватора;
f р1 , f 3 - площади сечения сопла и камеры смешения; fн2=f3-fр1; u - коэффициент
смешения, равный отношению расходов подмешиваемого и активного потоков, u=G2/G1;
1
,
2
,
3
,
4
- коэффициенты скорости рабочего сопла, камеры смешения,
диффузора, входного участка камеры смешения. Для широко используемых
современных элеваторов конструкции ВТИ принимают
1
0,95,
0,975,
2
3
0,9,
0,925.
4
Потери давления в отопительной системе, имеющей гидравлическое
сопротивление Sc, для квадратичного режима сопротивления равны
S o Go2
рс
S o G1
2
G2 .
(5.12)
Расход сетевой воды через сопло равен
G1
1
f р1 2 р р
.
(5.13)
Подстановка (16), (17) в (15) дает соотношение
So
2
1
1
2
f р1 f 3
2
2
1
2
2
4
f р1
f н2
u2
2
2
3
f р1
f3
1 u
2
.
(5.14)
Анализ полученного уравнения показывает, что для неизменного гидравлического сопротивления системы отопления So коэффициент смешения
элеватора u не зависит от располагаемого напора в тепловой сети р р . Его
величина
может
быть
изменена
в
случае
изменения
гидравлического
сопротивления системы отопления за счет регулировочной арматуры или
дроссельных шайб, установленных между элеватором и обратной линией
тепловой сети.
Расход сетевой воды в сопле элеватора определяется тепловой нагрузкой
обслуживаемой системы отопления. Для расчетного значения коэффициента
скорости сопла
виде
1
=0,95 диаметр сопла элеватора, мм, находится из (5.13)
в
49
d р1
G12
рр
0,174 4
(5.15)
Здесь расход сетевой воды берется в кг/с, располагаемый напор в Па.
На рис.5.3.а показана диаграмма, определяющая связь между отношениями
диаметров
и
dр1/d3
потерь
давления
рс / р р при
коэффициентов смешения в соответствии с
заданных
значениях
(5.11). Анализ приведенных
зависимостей показывает, что для каждого значения коэффициента смешения и
существует диапазон отношений перепадов давления
рс / р р , при котором
кривая имеет три ветви. Верхняя ветвь, в соответствии с принципом производства
максимальной энтропии, не реализуется. Для промежуточной ветви в практически
значимом диапазоне коэффициентов смешения u=1-3 законы струйного смешения
не позволяют обеспечить смешение в цилиндрической камере смешения.
В
результате процесс выравнивания скоростей активного и подмешиваемого
потоков будет происходить в сужающемся канале приемкой камеры и в
цилиндрическом участке камеры смешения при высоких скоростях потоков.
Следовательно, приведенная выше гидравлическая характеристика элеватора
должна быть получена,
для конфузорной камеры смешения с учетом более
низких значений коэффициентов скорости. Практика показывает, что рабочими
являются лишь нижние ветви кривых, изображенных на диаграмме (см. рис.5.3.а).
Расчетным режимом работы элеватора считается режим с максимальным
повышением
давления,
соответствующий
точке
смыкания
нижней
и
промежуточной ветвей. Совокупность оптимальных режимов изображается
штрих-пунктирной кривой, уравнение которой в этих координатах имеет вид
параболы
d р1
d3
1
орt
2
B
2
1
2
2
3
2
рс
рр
1 u
22
2
3
2
B2
B
C
1/ 2
1/ 2
u ,
(5.16)
орt
1
2
1 u
2
2
2
4
u2
, C
2
2
2
3
1 u
2
.
Оптимальное значение диаметра камеры смешения определится через
50
гидравлическое сопротивление системы отопления
Рис.5.3. Диаграмма режимов для струйных элеваторов:
а - зависимость (15), штрих-пунктир - оптимальные режимы работы
элеваторов;
б— рекомендуемые диапазоны гидравлического сопротивления системы
отопления S для различных типоразмеров элеваторов конструкции ВТИ
d 3орt
4
1 u
1/ 2
1
2
2 u
4
So
.
(5.17)
Следует отметить, что для практически значимого диапазона u=1 - 3 величина
51
первого множителя в последнем равенстве изменяется незначительно и
может быть принята равной среднему значению 0,16
d 3орt
0,16 / 4 S o .
Здесь So имеет размерность Па-с2/кг2, размерность диаметра - м.
При широко распространенном значении коэффициента смешения u=2,2
d р1
d3
0,359 ,
орt
рс
рр
0,113 .
орt
Следовательно, при рс =0,01 - 0,015 МПа необходимо иметь располагаемый
напор в тепловой сети Δрр ≥0,1 - 0,15 МПа. Так как часто реальное значение
отношения диаметров меньше оптимального значения, для нормальной работы
системы отопления необходимо иметь располагаемый напор в тепловой сети не
менее Δрр =0,15 - 0,2 МПа.
На практике используется диаграмма, позволяющая производить выбор
диаметра сопел различных типоразмеров элеваторов [1] (см. рис.5.3.б). Эта
диаграмма построена исходя из оптимальных режимов работы элеватора.
6. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ ТЕПЛОВЫХ
СЕТЕЙ
6.1. Статический режим
При статическом режиме работы тепловой сети распределение давлений в
теплопроводах определяется только законом гидростатики, когда, потерями
напора от трения можно пренебречь. Такие режимы реализуются при малых
скоростях движения воды.
Статические режимы работы возможны в нормальных условиях эксплуатации
при заполнении водой тепловых сетей и присоединенных отопительных приборов
с помощью подпиточных насосов при неработающих сетевых насосах. Кроме
того, они возможны при аварийной остановке сетевых насосов и сохранении в
работе подпиточных насосов. Во втором случае при температуре воды в
подающих теплопроводах менее 100°С распределение давления в тепловой сети
практически такое же, как и в первом случае. При более высоких температурах в
52
самых высоких точках системы необходимо было бы обеспечить
превышение давления воды над атмосферным с некоторым запасом для
предотвращения вскипания воды. Однако такое превышение давления не
учитывается при выборе подпиточных насосов [4] . В статическом режиме работы
тепловых сетей циркуляция воды незначительна и определяется расходом воды на
подпитку, обусловленную потерями воды в сети. При этом давление в тепловой
сети и приборах отопления определяется только напором подпиточного насоса и
законом гидростатики в виде закона Бернулли для неподвижной жидкости.
Для обеспечения нормального гидростатического режима тепловой сети с
зависимым присоединением отопительных приборов необходимо выполнить два
условия. Давление во всех точках системы должно превышать атмосферное с
некоторым запасом Δр3 для того, чтобы в систему не проникал атмосферный
воздух.
Очевидно,
что
наименьшее
давление
в
системе
присоединением приборов отопления имеет место
в
с
наивысшей
зависимым
ее точке,
определяемой выражением (ΔZc+h3д)макс, где ΔZc=Zc- Zo - разность геодезических
отметок поверхности земли по трассе тепловой сети Zc и теплоисточника Zo ,
hзд - максимальная высота зданий
стат
с отметкой Zc . Тогда давление Рподп
,,
создаваемое подпиточным насосом, должно удовлетворять условию
стат
Рподп
стат
Рподп
Ра
Ра
Ра
g
Zc
hзд
макс
,
(5.18)
где g - модуль вектора ускорения свободного падения, g=9,81 м/с2,
- плотность
воды, ρ≈1000 кг/м3. В соответствии с [2] запас по давлению в системе равен
стат
ΔРз= 0,05 МПа. Расход подпиточной воды и создаваемый напор Рподп
, определяют
выбор подпиточного насоса для системы теплоснабжения.
Второе
условие
соответствующего
состоит
расчетного
в
непревышении
давления
для
давления
всех
сетевой
элементов
воды
системы.
Максимальное давление в системе наблюдается в самой низкой точке вдоль
трассы тепловой сети. Пусть
Z cмин -
превышение геодезической отметки
поверхности земли вблизи теплоисточника над самой низкой точкой трассы
тепловых сетей. Тогда должно быть выполнено условие
р
Рстат
Ра
стат
Рсист
Ра
g
Zc
hзд
макс
Z cмакс
Рз
(5.19)
р
где Рсист
- расчетное избыточное давление для элементов, составляющих систему;
53
стат
Рсист
-
максимальное
абсолютное
давление
в
системе.
Система
теплоснабжения содержит котлы, трубопроводы, теплообменные аппараты
тепловых
пунктов,
приборы отопления.
трубопроводов
Для
р
котлов Рсист
=1, 6 - 2,5 МПа,
р
р
≥1 МПа, теплообменных аппаратов Рсист
Рсист
1 МПа. Из
приборов отопления наиболее распространены чугунные и стальные радиаторы,
для которых
р
Рсист
0,6 МПа. Следовательно, именно для этой величины должно
выполняться неравенство (5.19).
В случае нарушения этих условий для какого-то микрорайона необходимо
произвести подключение приборов отопления этого микрорайона к тепловой сети
по независимой схеме.
6.2. Динамический режим
В динамическом режиме работы тепловой сети потери давления от трения
существенны. Динамический режим реализуется при скоростях сетевой воды
более 0,5 м/с. В закрытых системах теплоснабжения потери давления в подающем
и обратном теплопроводах практически совпадают. В открытой системе
теплоснабжения потери давления в подающем теплопроводе заметно выше, чем в
обратном.
Нормальная
работа
тепловой
сети
с
зависимым
присоединением
отопительных приборов возможна при выполнении следующих условий,
аналогичных перечисленным в предыдущем разделе:
а) давление воды в
тепловой сети с заданным запасом ΔРЗ=0,05 МПа должно превышать атмосферное давление; б) избыточное давление сетевой воды в обратном
р
р
теплопроводе не должно превышать величину Рсист
(обычно Рсист
0,6 МПа);
в) для любого способа присоединения отопительных приборов температура
насыщения, соответствующая давлению сетевой воды в подающем теплопроводе
должна быть больше температуры сетевой воды во избежание вскипания воды.
Для определения гидравлического режима тепловой сети необходимо
приравнять напорную характеристику сетевого насоса и тепловой сети.
Аппроксимация напорной характеристики насоса обычно имеет вид Н=Но –SнV2,
где Н - напор, м, создаваемый насосом при объемном расходе воды V, м3/ч;
Sн - сопротивление насоса м/ (м 3/ч) .
54
При квадратичном режиме течения воды в закрытой тепловой сети без
регулирования потери напора имеют вид Hc=ScV2, где Sc - гидравлическое
сопротивление тепловой сети (как подающего, так и обратного теплопроводов),
м/(м3 /ч).
Следовательно, объемный расход сетевой воды будет равен
V
Ho
Sн
Ho
,
Sc
Sc
(5.20)
Легко показать, что при последовательном соединении n элементов сети,
имеющих гидравлическое сопротивление S1, S2, … Sn , общее гидравлическое
сопротивление определяется по соотношению
S общ
S1
S2
... S n .
(5.21)
При параллельном соединении n элементов сети общее гидравлическое
сопротивление определяется из уравнения
Величину а
При
1
1
1
S общ
S1
S2
...
1
Sn
.
(5.22)
1 / S называют проводимостью элемента сети.
использовании
регулирующих
органов
происходит
изменение
сопротивления отдельных участков и общего сопротивления тепловой сети.
Очевидно, что для переменного рельефа местности, а также длинных
магистральных теплопроводов тепловой сети обеспечить все названные выше
условия возможно лишь при использовании либо дросселирующих станций, либо
насосных станций, либо при переводе отдельных микрорайонов на независимое
присоединение
отопительных
приборов.
Кроме
того,
для
поддержания
необходимого давления на участке тепловой сети в подающем или обратном
теплопроводах могут использоваться регуляторы давления до себя или после себя
[1]
6.3. Гидравлическая устойчивость тепловой сети
Простейшая тепловая сеть имеет автоматическое регулирование только для
горячего водоснабжения. Следовательно, в этих условиях общее гидравлическое
сопротивление тепловой сети изменяется в зависимости от нагрузки по ГВС.
Кроме того, могут отключаться от тепловой сети отдельные потребители теплоты.
55
Способность
тепловой
сети
изменять
расход
сетевой
воды
при
максимальном изменении нагрузки называется гидравлической устойчивостью
тепловой сети. В случае низкой гидравлической устойчивости тепловой сети
используют средства автоматического регулирования расхода сетевой воды на отдельных участках.
Для повышения гидравлической устойчивости тепловой сети иногда вместо
средств автоматического регулирования применяют дроссельные шайбы.
Количественная оценка гидравлической устойчивости абонентской установки
осуществляется с помощью коэффициента гидравлической устойчивости Y,
равного отношению расчетного расхода сетевой воды через установку к
максимально возможному расходу через эту установку в условиях различных
нагрузок данной системы теплоснабжения:
Y
Vp
Vmax
.
(5.23)
Очевидно, что максимальный расход через абонентскую установку будет
реализован в том случае, если располагаемый напор давления в теплоисточнике
H СТ будет равен располагаемому напору на абонентской установке
Н аб . Это
возможно при малом расходе воды в сети.
При значительном расходе сетевой воды
Н СТ
Н аб
Н СЕТ , где
Н СЕТ - потери
напора в тепловой сети. Тогда
Y
H аб
Н СТ
1
1
Н СЕТ
Н аб
(5.24)
Видно, что чем меньше потери напора в тепловой сети, тем выше
гидравлическая устойчивость работы абонентской установки. Именно поэтому
дроссельные
шайбы
необходимо
устанавливать
на
ветви
потребителя,
соединяющей подающий и обратный теплопроводы, так как это приведет к
снижению величины слагаемого
Н СЕТ / Н аб . Для абонентских установок,
использующих регуляторы расхода, коэффициент гидравлической устойчивости
равен практически 1.
Повышение гидравлической устойчивости тепловой сети производится также
за счет использования тепловых аккумуляторов или применения схемы
56
присоединения отдельных мощных потребителей теплоты по локализующей
схеме. Ее суть заключается в том, что при резкопеременном с течением времени
потреблении теплоты сетевая вода забирается из подающего теплопровода и
затем с помощью насоса после использования абонентом, например, тепличным
комбинатом, вновь подается практически в том же месте в подающий
теплопровод.
6.4. Гидравлические удары и способы борьбы с ними
Гидравлическим ударом называется волновой процесс, возникающий в
жидкости при быстром изменении ее скорости. В трубопроводах этот процесс
сопровождается значительными локальными повышениями и понижениями
давления с течением времени, величины которых существенно превышают
номинальные значения давления в стационарном режиме. Могут существовать
различные причины возникновения гидравлических ударов в тепловой сети:
закрытие или открытие задвижки или регулирующих клапанов, включение или
выключение сетевого насоса на станции или подстанции, резкое уменьшение
расхода воды через водогрейный котел, сопровождающееся повышением ее
температуры, вскипанием на отдельных участках тепловой сети и конденсацией
пара на участках с пониженной температурой, что приводит к изменению
скорости и в конечном счете к гидравлическому удару.
Рассмотрим
основные
регулирующего органа,
черты
этого
явления
на
примере
закрытия
расположенного в подающей магистрали простейшей
тепловой сети (рис.6.4.а). Для упрощения изучение гидравлического удара
произведем в условиях неизменных давлений на подающем и обратном
коллекторах тепловой сети. Это возможно при поддержании этих давлений с
помощью расширительных резервуаров.
При открытом клапане пьезометрический график тепловой сети показан на
рис.6.4.б. Здесь же приводится распределение давления в магистрали при
закрытом клапане.
Процесс перехода из одного состояния системы в другое при закрытии
клапана происходит по-разному, в зависимости от скорости закрытия клапана.
57
Рис.6.4. К возникновению гидравлического удара; а - схема тепловой сети; б стационарные распределения давлений в сети при открытом (1-2-3-4-5-6) и
закрытом (1-2'-3'-4'-5'-6) положениях задвижки; в,г - процесс установления напора
в точках 2 и 3 при быстром (сплошная линия) и медленном (пунктирная линия)
закрытии задвижки.
Поведение напора в точках 2 и 3 показано на рис.6.4.,в,г при медленном
(пунктирные линии) и быстром (сплошные линии) закрытии клапана. Отсюда
видно, что при медленном закрытии клапана процесс установления новых
значений давления в системе носит монотонный характер, тогда как при быстром
58
закрытии клапана - периодический с затухающей амплитудой колебаний.
Амплитуда первого колебания обычно самая большая, она называется напором
гидравлического удара Ну,
а величина ру=ρgНу - давлением гидравлического
удара. Величину ру можно определить по формуле Н.Е. Жуковского на основе
закона сохранения импульсов. Так как вода с расходом 6 изменяет свою скорость
от величины w до -а, где а - скорость звука в воде, то
Gw
a
G
pу f ,
wf ,
pу
w2
aw
aw .
Скорость звука в трубопроводе, заполненном водой, определяется по формуле
ЕB /
а
1
EB d
ECT S
,
(5.25)
где Ев - модуль упругости воды, Ев=2 109 Па; Ест - модуль упругости материала
стенок трубопровода (для стали Ест=2∙1011 Па) ; d, S - диаметр и толщина
стенок трубопровода; ρ - плотность воды. Следовательно, для сортаментов труб,
применяемых в тепловых сетях, а=1300-1000 м/с. При скорости воды w=1 м/с
давление гидравлического удара достигает значений 106 Па, что может привести к
разрыву трубопровода.
Для защиты системы теплоснабжения от гидравлического удара применяют
следующие меры.
1. Устройства, обеспечивающие изменение знака волны давления; обычно на
перемычке между подающим и обратным коллекторами ТЭЦ и котельных
устанавливаются обратные клапаны, обеспечивающие выравнивание волн
давления в коллекторах и трубопроводах.
2. Устройства, обеспечивающие гашение энергии волнового процесса:
газовые и воздушные колпаки.
3. Устройства для сброса давления: уравнительные резервуары, разрывные
диафрагмы и предохранительные клапаны.
4. Устройства, изменяющие время создания возмущения: маховые колеса на
валу насосов, увеличивающие время остановки колеса насоса; резервные насосы,
включаемые при выходе из строя основного насоса.
59
7. ТЕПЛОФИКАЦИОННОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
7.1. Теплофикационное оборудование ТЭЦ и котельных
Теплофикационное оборудование
ТЭЦ и
котельных
обеспечивает
приготовление теплоносителя заданных параметров, выдает его в тепловую сеть
и осуществляет прием отработанного теплоносителя.
Водяные системы теплоснабжения на базе ТЭЦ содержат пароводяные
подогреватели, сетевые насосы, установки для подготовки подпиточной воды,
включающие устройства водоподготовки, деаэраторы, аккумуляторы горячей
воды и подпиточные насосы.
Паровые системы теплоснабжения включают в себя баки и насосы для сбора
и перекачки конденсата, паропреобразовательные установки для получения
вторичного
пара
из
химически
очищенной
воды,
используемого
для
теплоснабжения; компрессорные установки для повышения давления пара из
отборов
турбины
в
случае
необходимости;
редукционно-охладительные
установки для снижения давления и температуры свежего пара также в случае
необходимости.
В настоящее время на ТЭЦ используются теплофикационные турбины
большой единичной мощности 50-250 МВт на высокие и закритические
параметры (13 и 24 МПа) двух типов: конденсационные с отбором пара типа Т и
ПТ, а также с противодавлением типа Р. Кроме того, находят широкое
применение турбины небольшой единичной мощности менее 25 МВт на низкие и
средние параметры (2,9-6 МПа).
Конденсационные турбины с отборами пара (Т и ПТ) могут развивать
номинальную электрическую мощность независимо от теплофикационной
нагрузки. Турбины с противодавлением имеют жесткую зависимость между
развиваемой электрической мощностью и тепловой нагрузкой. В связи с этим,
они используются в основном для покрытия базовой части теплового графика.
Пиковая тепловая нагрузка на ТЭЦ обычно
покрывается
водогрейными
котлами, работающими на газо-мазутном топливе. В случае использования на
ТЭЦ твердого топлива пиковую нагрузку можно покрывать за счет паровых
котлов низкого и среднего давления. На промышленных ТЭЦ в этих же целях
60
может использоваться пар из котлов-утилизаторов, работающих на базе
теплоты отходящих газов промышленных печей.
Теплофикационные установки могут иметь различное исполнение:
центральное для всей ТЭЦ и поагрегатное при отдельных теплофикационных
турбинах. На крупных ТЭЦ, оснащенных теплофикационными турбинами типа Т250/300-240, Т-175/210-130, Т-100-130, Т-50-130, сетевые подогреватели встроены
в турбинную установку вместе с сетевыми насосами, то есть имеют поагрегатную
компоновку.
Подпиточные
компрессорные
и
установки,
конденсатосборные
дроссельно-увлажнительные
устройства
устройства,
обычно
имеют
центральное исполнение на ТЭЦ.
На ТЭЦ используются поверхностные пароводяные подогреватели как
горизонтального (ПСГ), так и вертикального типа (ПСВ, ВО, БП). Эти
подогреватели сетевой воды являются трубчатыми аппаратами рекуперативного
типа, в которых организуется многоходовое движение нагреваемой среды.
В котельных используются паровые котлы типа ГМ, Е, ДЕ, ДКВр, чугунные
секционные, а также
водогрейные котлы типа ПТВМ, КВГМ, КВТС, КВТК.
Кроме того, для подогрева сетевой воды применяются горизонтальные и
вертикальные пароводяные подогреватели,
секционные
подогреватели,
охладители
горизонтальные водо-водяные
конденсата,
которые
являются
трубчатыми аппаратами рекуперативного типа.
Надежная работа системы теплоснабжения возможна при качественной
подготовке подпиточной воды, что особенно важно для открытых систем.
Подпиточная вода не должна приводить к появлению накипи и шлама в
оборудовании системы теплоснабжения, а также к коррозии металла. В открытых
системах к горячей воде предъявляются требования по показателям ГОСТ 287473 "Вода питьевая": содержание кислорода не более 0,05 мг/л, взвешенных частиц
не более 5 мг/л, остаточная карбонатная жесткость не более 400 мкг-экв/л и
нулевое содержание углекислоты - при наличии пиковых водогрейных котлов и
не более 700 мкг-экв/л при ненормируемом содержании углекислоты - в
отсутствие пиковых водогрейных котлов.
Подготовка воды на ТЭЦ и в котельных состоит в умягчении воды в Nа- и Н-
61
катионитовых фильтрах, а также в удалении растворенного кислорода и
углекислого газа в термических деаэраторах вакуумного или атмосферного типа.
Транспортировка сетевой воды в тепловой сети производится с помощью
центробежных сетевых насосов типа СЭ и центробежных насосов двухстороннего
входа типа Д.
7.2. Оборудование ИТП и ЦТП
На тепловых пунктах происходит приготовление с помощью сетевой воды
теплоносителя с заданными параметрами для теплопотребляющих установок. В
разделе 3.3 рассматривались схемы ИТП и ЦТП как для паровых, так и для
водяных систем теплоснабжения.
Для паровых систем основное оборудование ЦТП включает теплообменники
для использования пара, прорвавшегося в конденсатопровод, конденсатосборники
и насосы для откачки конденсата, приборы и устройства учета и регулирования
параметров теплоносителя.
Основным оборудованием водяных тепловых пунктов являются элеваторы и
центробежные
насосы,
водо-водяные
теплообменники,
приборы
для
регулирования и контроля параметров теплоносителя, грязевики, приборы и
устройства для защиты установок ГВС от коррозии и накипи (на ЦТП), приборы
учета расхода теплоты.
В закрытых системах теплоснабжения широкое распространение получили
скоростные
водо-водяные
секционные
подогреватели
горячей
воды.
Подогреватели набираются из необходимого количества секций, соединенных
последовательно и по сетевой воде, и по нагреваемой водопроводной воде.
Каждая секция такого подогревателя представляет собой одноходовый трубчатый
теплообменник поверхностного типа. Латунные трубки диаметром 14/16 мм
заделаны в трубные доски. Сетевая вода движется в межтрубном пространстве
последовательно через секции снизу вверх. Нагреваемая водопроводная вода
движется в латунных трубках в противоток сетевой воде. Используются секции с
длиной трубок 2 и 4 м и диаметром секций от 57 до 530 мм.
Аналогичные водо-водяные секционные подогреватели применяются для
приготовления горячей воды, используемой в приборах отопления при
62
независимом их присоединении к тепловой сети. В связи с более высоким
уровнем температур приготавливаемой воды, секции подогревателя имеют
линзовые компенсаторы. Коэффициент теплопередачи скоростных
секционных
водо-водяных подогревателей составляет 1500-3000 Вт/м2∙ К.
В последнее время начинают получать распространение тепловые пункты на
базе пластинчатых теплообменников зарубежных фирм: шведской "ДльфаЛаваль", финских "LPM-GROUP", "СЕТЕТНЕRМ", французской "VI САRВ",
немецкой "GЕА" и др. Приготовление теплоносителей для систем отопления,
вентиляции и ГВС происходит в одном пластинчатом теплообменнике.
Коэффициент теплопередачи в таких теплообменниках достигает 7500 Вт/м 2∙К.
Системы отопления и вентиляции присоединяются к таким тепловым пунктам по
независимой схеме, циркуляция теплоносителя осуществляется с помощью
центробежных насосов. Системы регулирования и приборы учета позволяют
поддерживать необходимые температуры воздуха в помещении при экономном
расходовании теплоты.
Приготовление горячей воды для приборов отопления в отечественных
открытых и закрытых системах теплоснабжения чаще всего производится в
струйных насосах (элеваторных узлах, см. рис.5.2.). На вход сужающегося сопла
под давлением из подающего трубопровода поступает горячая вода (активный
поток). В приемной камере происходит подсасывание потока холодной воды из
обратного трубопровода с помощью активного потока, истекающего из сопла
со скоростью 10-20 м/с. В камере смешения происходит выравнивание скорости
обоих потоков по законам струйного течения в ограниченном пространстве. В
результате на выходе из камеры смешения общий поток имеет заполненный
профиль скорости и температуру, промежуточную между температурами сетевой
воды активного и пассивного потоков. После камеры смешения обычно
используется диффузор, в котором происходит повышение давления за счет
снижения скорости потока на выходе из камеры смешения.
Применяются различные конструкции струйных насосов: конструкции ВТИ
(стальные и чугунные), ВТИ-теплосеть Мосэнерго, ЭЧА, 40С10бкМ, ОРГРЭС,
Центроэнергостроя,
Госсантехстроя
и
др.
Наиболее
распространены
и
рекомендованы к использованию элеваторы конструкции ВТИ. Существуют семь
типоразмеров этих элеваторов, обслуживающих системы отопления различной
63
мощности. Диаметр камеры смешения наименьшего из них равен 15 мм,
наибольшего - 59 мм. Сопло является отдельным элементом, который выбирается
в зависимости от располагаемого напора и необходимого расхода сетевой воды.
Для нормальной работы элеваторного узла в зависимости от гидравлического сопротивления системы отопления требуется располагаемый напор тепловой сети
10-20 м. При напорах менее 5 м для смешения горячей и охлажденной сетевой
воды используют центробежные насосы типа К, Ц, ЦВЦ и др. Кроме элеваторов с
нерегулируемым соплом,
применяются элеваторы с регулируемым соплом.
Регулирующий орган представляет собой иглу,
перемещение
которой
обеспечивает изменение площади проходного сечения активного потока.
Для получения горячей воды с температурой 60°С в открытых системах
теплоснабжения используется регулятор температуры блочный РТБ конструкции
Союзтехэнерго. В закрытых системах теплоснабжения применяются регуляторы
температуры типа РТ-ДО, РТ-ДЗ.
С целью снижения затрат на сооружение системы теплоснабжения
используются тепловые аккумуляторы.
Роль
тепловых
аккумуляторов
выполняют как строительные конструкции, так и специальные тепловые
аккумуляторы,
устанавливаемые
у
потребителей,
имеющих
существенно
переменную с течением времени тепловую нагрузку.
Выше рассмотрены схемы для закрытой и открытой систем теплоснабжения,
содержащие аккумуляторы горячей воды (см. рис.3.4.д,е и рис.3.6.д,е).
Тепловые аккумуляторы могут быть и паровыми. В этом случае в сосуд с
горячей водой и паровым пространством подается более горячий пар, который
конденсируется и нагревает воду и пар сосуда. В результате давление в такой
системе также повышается. При использовании теплоты из аккумулятора
отбирается пар в небольшом количестве. Давление и температура оставшихся фаз
при этом снижается.
7.3. Защита от коррозии, шлама и накипи местных установок ГВС
В открытых системах теплоснабжения в местные установки ГВС поступает
умягченная и деаэрированная в теплоисточнике вода, поэтому проблемы
коррозии, шлама и накипи в них отсутствуют. В закрытых системах
64
теплоснабжения в местные установки ГВС поступает водопроводная вода,
жесткость которой может изменяться в широких пределах, а содержание
кислорода и углекислого газа может значительно превышать нормы. Кроме того,
в такой воде могут находиться также агрессивные вещества - хлориды и сульфаты
(С1+SO4) .
При использовании мягкой водопроводной воды Жк ≤2 мг-экв/л накипь и
шлам в проточной части оборудования не выпадают. При средней жесткости
2≤Жк ≤4 мг-экв/л внутри труб подогревателя горячей воды и трубопроводах
выпадает тонкая пленка накипи. Однако при малом содержании или отсутствии
углекислоты,
а также хлоридов и сульфатов эта пленка достаточно хорошо
защищает оборудование ГВС от коррозии, создавая при этом небольшое
термическое
сопротивление
и
незначительно
повышая
гидравлическое
сопротивление системы ГВС.
При использовании воды с повышенной жесткостью 4≤Жк≤7 мг-экв/л во
избежание накипеобраэования и зашламления оборудования применяются
упрощенные защитные устройства. Одним из таких устройств является аппарат
для магнитной обработки воды с помощью постоянных магнитов или
электромагнитов. В результате намагничивания потока воды накипеобразование
уменьшается.
При жесткости воды Жк ≥7? мг-экв/л применять закрытые системы
теплоснабжения не рекомендуется в связи с тем, что такая вода имеет слабое
омыление и неудобна для бытовых нужд, а применение децентрализованных
установок для предотвращения накипеобразования слишком дорого.
Коррозионная активность воды характеризуется следующими показателями:
индексом равновесного насыщения воды карбонатом кальция U=Ph-pH3
где рН3 - величина водородного показателя воды в состоянии
равновесного
насыщения карбонатом кальция; содержанием растворенного кислорода, мг/л;
содержанием в воде хлоридов и сульфатов (Сl+SO4) , мг/л.
При J>0 и суммарной концентрации (С1+SO4)<50 мг/л вода неагрессивна, и
защита от коррозии не требуется. При J<0 и суммарной концентрации
(С1+ SO4)>50 мг/л зашита от коррозии необходима. Эту задачу решают двумя
способами: повышением антикоррозионной стойкости системы ГВС и снижением
коррозионной активности воды на ЦТП.
65
В повышении антикоррозионной стойкости нуждаются наиболее подверженные коррозии элементы системы ГВС – полотенцесушители. Для их
изготовления используются чугун, оцинкованная сталь, эмалирование. Не
подвержены коррозии и долговечны пластмассовые трубопроводы.
Следует отметить, что коррозионная активность воды особенно сильна при
температуре воды более 60-65°С, поэтому необходимо добиваться настраивания
регуляторов температуры горячей воды на 55-60°С. При всех гидравлических
режимах системы ГВС необходимо исключать подсос воздуха в систему, так как
он также повышает коррозионную активность воды.
Антикоррозионная
обработка
воды
производится
централизованно
с
помощью известкования и децентрализованно одним из следующих способов:
вакуумной деаэрацией, естественной деаэрацией, обработкой воды силикатом
натрия. Вакуумная деаэрация значительно эффективнее естественной деаэрации.
8. УСТРОЙСТВО И ОБОРУДОВАНИЕ ТЕПЛОВЫХ
СЕТЕЙ
8.1. Схемы тепловых совей
Тепловые
Магистральные
сети
сети
делятся
на
соединяют
магистральные
теплоисточники
и
с
распределительные.
районами
теплового
потребления и между собой. Распределительные сети соединяют ЦТП с
абонентами или при отсутствии ЦТП - магистрали с абонентами.
Конфигурации тепловых сетей могут быть различными. Одной из самых
простых является радиальная схема (рис.8.1.а). В такой схеме диаметры
трубопроводов уменьшаются в направлении от теплоисточника вдоль любой
тупиковой ветви. В подающих и обратных трубопроводах устанавливаются
секционирующие задвижки, позволяющие уменьшить потери сетевой воды из
сети при авариях за счет локализации участка аварии. Недостаток радиальной
схемы заключается в том, что выход из строя головного участка сети приводит к
отключению всех последующих ветвей. Поэтому такую схему рекомендуется
применять для небольшой тепловой нагрузки величиной 100-200 Гкал/ч.
66
Рис.8.1. Виды схем тепловых сетей
а - радиальная, б - радиальная с
резервирующими перемычками, в - кольцевая
Более надежной является радиальная схема, в которой отдельные соседние
ветви соединяются между собой резервирующими перемычками (см. рис.8.1.б).
В этом случае при проектировании магистральных трубопроводов необходимо
учитывать повышенный расход, обеспечивающий не только номинальный, но и
резервный расход сетевой воды в случае аварии. Поэтому такие схемы более
дороги в сравнении с радиальными.
Используются также кольцевые сети как для единственного (см. рис.8.1.в),
так и для нескольких теплоисточников. Кольцевая схема позволяет обеспечить
доставку теплоносителя каждому потребителю с двух сторон. Очевидно, что
67
такая тепловая сеть самая дорогая из рассмотренных.
8.2. Трубы и арматура
Трубопроводы и арматура тепловых сетей при температуре воды более 115°С
должны
соответствовать
требованиям
"Правил
устройств
и
безопасной
эксплуатации трубопроводов пара и горячей воды" Госгортехнадзора и другим
нормативным документам [2,8-10].
Для тепловых сетей применяются преимущественно стальные прямо-шовные
(диаметр условного прохода труб Ду = 15 - 400 мм) или спирально-шовные
(Ду=500-1400 мм) электросварные трубы, стальные бесшовные трубы (Д у=15-400
мм). Для распределительных сетей горячего водоснабжения после ЦТП в
закрытых
системах
теплоснабжения
должны
применяться
оцинкованные
водогазопроводные (Ду=15-150 мм) или эмалированные стальные трубы. В
открытых системах теплоснабжения для аналогичных целей используются
неоцинкованные трубы. Соединение трус между собой производится с помощью
газовой или электрической сварки, соединение с арматурой - с помощью фланцев.
Условные давления труб разных видов изготовления составляют ру=1,6-2,5 МПа.
В водяных тепловых сетях в качестве запорной арматуры используются
задвижки, в паровых сетях
- клапаны. Установка запорной арматуры
производится на подающих и обратных трубопроводах на выводах тепловых
магистралей из теплоисточника, в узлах ответвлений с диаметром трубопроводов
Ду ≥100 мм и на трубопроводах отдельных зданий независимо от их диаметров.
Секционирующие задвижки устанавливаются на расстоянии 2-3 км между собой
на прямых и обратных трубопроводах диаметром Ду ≥100 мм. В местах установки
секционирующих задвижек производится соединение перемычкой прямого и
обратного трубопроводов с целью обеспечения циркуляции теплоносителя в сети
до участка аварии. На перемычках устанавливаются две задвижки и контрольный
клапан малого диаметра для предотвращения перетечек вследствие неплотности
задвижек.
Для выпуска воздуха из трубопроводов в верхних точках тепловой сети
устанавливаются штуцера о запорной арматурой (воздушники), в нижних точках
водяных и конденсатных сетей - штуцера с запорной арматурой для спуска воды в
канализацию. В нижних точках паропроводов и перед вертикальными участками
68
устанавливаются штуцера с кондесатоотводчиками для непрерывного
отвода конденсата. Кроме того, через 200-500 м в зависимости от уклона
устанавливаются штуцера с запорной арматурой для отвода конденсата,
образующегося при пуске пара вследствие прогрева трубопроводов сети.
Запорная арматура водяных сетей с Ду ≥350 мм и паровых сетей с Ду ≥200 мм
байпасируется с помощью труб меньшего диаметра с запорной арматурой. Эта
мера облегчает процесс открытия задвижек и уменьшает износ уплотняющих
поверхностей задвижки. Запорная арматура при Ду ≥500 мм и арматура,
управляемая дистанционно, имеют электропривод. Кроме запорной, в тепловых
сетях используют регулирующую (регуляторы давления, температуры, расхода) и
предохранительную (клапаны рассечки, обратные затворы) арматуру.
8.3. Механическое оборудование тепловых сетей
В процессе эксплуатации тепловых сетей температура трубопроводов
меняется весьма значительно: от расчетной температуры наружного воздуха
до
м ах
максимальной
150
0
температуры
сетевой
воды
t Н .О
в подающем трубопроводе
С. При изменении температуры металла происходит термическое
расширение труб. Для разности температур
м ах
t Н .О относительное удлинение
трубы равно
L
L
мах
t Н .О ,
(8.1)
где α - температурный коэффициент линейного расширения материала трубы. Так
как для стали
α = 1,2∙10-6 К -1, то каждый метр трубы при максимальном
изменении ее температуры τмах – tн.о = 176 0С удлиняется на 2,1 мм. Если не
предусмотреть возможность температурной деформации, то в трубе возникнут
напряжения, равные 400 МПа, тогда как предел прочности для стали составляет
всего 130-140 МПа.
Устройства, компенсирующие температурные расширения, называются
компенсаторами и размещаются между неподвижными опорами. Различают
осевые и радиальные компенсаторы. К осевым относятся сальниковые и линзовые
69
компенсаторы. Применяются односторонние и двусторонние сальниковые
компенсаторы. Устройство компенсаторов подробно рассматривается в [1].
Сальниковый компенсатор состоит из подвижных друг относительно друга
корпуса
и
стакана,
привариваемых
к
соединяемым
трубам,
которые
зафиксированы в неподвижных опорах. Утечка теплоносителя между корпусом и
стаканом предотвращается с помощью сальниковой набивки из резины или
пропитанного
графитом
асбестового
шнура.
Односторонние
сальниковые
компенсаторы устанавливаются на трубопроводах с Ду=100-1400 мм и имеют
компенсирующую
способность
250-600
мм.
Двусторонние
сальниковые
компенсаторы имеют компенсирующую способность в диапазоне 2×250 мм и
2×500 мм. Гидравлическое сопротивление сальниковых компенсаторов невелико,
однако они нуждаются в обслуживании: в подтягивании сальниковых уплотнений
и замене изношенной набивки. Недостатком сальниковых компенсаторов
является их заклинивание при просадке труб.
Линзовые компенсаторы состоят из наружной гофрированной (сильфонной)
стальной оболочки
(линз) толщиной 2,5-4 мм и внутренней трубы,
обеспечивающей уменьшение гидравлического сопротивления компенсатора.
Обычно линзовые компенсаторы используют в трубопроводах с рабочим
давлением воды не более 0,5 МПа. При более высоких давлениях
воды
необходимо использовать большую толщину стенок линз, что повышает их
жесткость. Компенсирующая способность линзовых компенсаторов меньше, чем
сальниковых, но они герметичны и не требуют обслуживания. В сальниковых и
линзовых компенсаторах, несмотря на компенсирующий эффект, возникают
осевые
усилия,
которые
необходимо
учитывать
при
расчете
нагрузок
трубопроводов.
Радиальная компенсация обеспечивается за счет применения специально
изготовленных гибких участков. Форма этих участков может быть различной:
П-, S-,Ω- и лирообразной. Наиболее распространены П-образные компенсаторы.
Максимальные напряжения при температурных деформациях возникают в спинке
- наиболее удаленном от оси трубопровода
предварительной
растяжке
участке
компенсатора.
При
П-образного компенсатора его компенсирующая
способность возрастает приблизительно в два раза. Самокомпенсация происходит
также на поворотах трубопроводов. Максимальные усилия возникают при этом в
70
неподвижной опоре короткого плеча участка трубопровода.
Опоры предназначены для компенсации внешних и внутренних усилий,
действующих на трубопровод. Различают подвижные и неподвижные опоры.
Подвижные
(свободные)
опоры
воспринимают
вес
трубопроводов
с
теплоносителем и динамические нагрузки, обеспечивая температурные удлинения
трубопровода. Неподвижные опоры фиксируют положение трубопровода в
определенных
сечениях
и
воспринимают
усилия,
возникающие
при
температурных деформациях.
Конструктивно
свободные
опоры
могут
выполняться
скользящими,
катковыми, шариковыми и подвесными (жесткими и пружинными). Неподвижные опоры исполняются стальными и железобетонными. Неподвижные опоры
располагаются у теплоисточника, ответвлений, поворотов трубопроводов, на
входе в насосные подстанции. Между ними устанавливается необходимое число
компенсаторов, промежуточных неподвижных и подвижных опор. Бесканальная
прокладка может выполняться без опор.
8.4. Способы прокладки теловых сетей
Применяется подземная и надземная прокладка тепловых сетей. Как правило,
в населенных пунктах используется подземная прокладка. Надземная прокладка
разрешена лишь на территориях, не подлежащих застройке, при пересечении
теплопроводами рек, водоемов, оврагов, а также на территории промышленных
предприятий.
Различают следующие способы подземной прокладки теплопроводов:
канальные и бесканальные. Каналы делятся на проходные, полупроходные и
непроходные. Все виды каналов формируются с помощью стандартных
железобетонных элементов. Заглубление канала от поверхности равно не менее
0,5 м. Желательным является размещение дна каналов выше уровня грунтовых
вод.
Проходные каналы имеют размеры, достаточные для прохода в них
обслуживающего персонала и проведения ремонтных работ. В проходных
каналах обычно располагаются не только теплопроводы, но и водопроводные
сети, кабельные линии. В проходных каналах (коллекторах) имеется освещение,
71
телефонная
связь,
коммуникаций
в
дренажно-откачивающее
коллекторах
оборудование.
проводится
без
Ремонт
их вскрытия. Коллекторы
удобны в эксплуатации, но весьма дороги в изготовлении.
Размеры
полупроходных
каналов меньше, чем коллекторов, однако
обслуживание теплопроводов в них возможно. Их применяют в местах,
неудобных
для
вскрытия,
например,
под
авто-
и
железнодорожными
магистралями. Работы в полупроходных каналах разрешаются при выключенной
системе теплоснабжения.
Наиболее
распространенной
является
прокладка
тепловых
сетей
в
непроходных каналах. Размеры канала определяются диаметром трубопроводов.
Оборудование тепловых сетей в виде задвижек, клапанов, устройств для выпуска
воздуха и слива воды, осевых компенсаторов, измерительных приборов
устанавливается в тепловых камерах, так как к нему требуется периодический
доступ для осмотра и эксплуатации. В камерах размещаются также неподвижные
опоры и переходы труб с одного диаметра на другой, узлы ответвлений. Доступ в
камеры обеспечивается с помощью люков, сами камеры выполняются из
бетонных блоков.
Для защиты теплопроводов от поверхностных и грунтовых вод каналы
снаружи покрываются гидроизоляцией.
уровня
дна
канала
устраивается
Для удаления грунтовых вод ниже
попутный
дренажный
канал
в
виде
асбестоцементных или керамических труб, расположенный в песчано-гравийном
фильтре. Грунтовая вода поступает через боковые отверстия в дренажный канал и
отводится самотеком или с помощью дренажных насосов в канализацию, либо в
открытые водоемы.
Теплопроводы
покрываются
следующими
слоями:
антикоррозионным,
теплоизоляционным и наружным защитным. Антикоррозионный слой обычно
состоит из двух слоев изола по холодной изольной мастике. Теплоизоляционным
материалом является минеральная вата, пенополиуретан и другие виды
материалов [2]. Роль защитного слоя играет асбестоцементная штукатурка по
металлической сетке либо рулонные стеклопластики, изол, бризол и др.
Бесканальная
прокладка
находит
применение
при
использовании
армопенобетонной, битумоперлитной изоляции, фенольного паропласта и др. [2] .
Очевидно, что условия работы бесканальных теплопроводов более тяжелые, чем
72
канальных, так как они подвергаются постоянному механическому
воздействию со стороны грунта и воздействию влаги. Однако бесканальная
прокладка дешевле прокладки в каналах. Оборудование, требующее доступа,
размещается в камерах. За рубежом используются также тепловые сети без камер.
При пересечении водоемов и рек иногда применяется подземная прокладка с
использованием проходных
туннелей из металлических листов, а также
непроходных дюкеров в виде металлических труб.
Надземная
прокладка
имеет
различное
конструктивное
исполнение.
Теплопроводы прокладывают на отдельно стоящих опорах, на эстакадах, а также
с помощью вантовых подвесных конструкций.
9. ТЕПЛОВЫЕ РАСЧЕТЫ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ
9.1. Тепловые потери воздушных участков тепловых сетей
Теплопроводы, расположенные над поверхностью земли, отдают теплоту в
окружающую
среду
конвекцией
и
излучением.
Тепловой
поток
теплоизолированного участка теплопровода единичной длиной с диаметрами
d1,d2,d3 и из (рис.9.1а) определяется следующим образом:
q
tT
RB
tO
RИЗ
RCT
(9.1)
RH
где tт, tо - температуры теплоносителя и окружающей среды;
,Rв, Rст, Rиз, Rн - термические сопротивления единицы длины теплопровода для
процессов теплоотдачи на внутренней поверхности, стенки трубы, слоя
теплоизоляции и наружной теплоотдачи,
где
RВ
1
B
B
,
H
d1
,
1
RСТ
2
ln
СТ
d2
d1
,
Rиз
1
2
ln
из
d3
d1
,
1
Rн
н
- коэффициенты теплоотдачи с внутренней и
теплопровода,
Т
,
теплоизоляционного
из
-
коэффициенты
слоя.
,
наружной стороны
теплопроводности
Как правило,
знаменателе (9.1) можно пренебречь.
d3
первыми
стенки
двумя
трубы
и
слагаемыми
в
73
Рис.9.1. Схемы расположения теплопроводов: а - над поверхностью земли; б подземная бесканальная; в - подземная канальная.
Наружная теплоотдача определяется
н
к
л,
где
л
(9.2)
- коэффициент теплоотдачи излучением,
л
о
Т n2
Tno Tn
To ,
- степень черноты поверхности теплопровода,
o
5,67 10
8
Вт/м2∙К4
ТТ, То - абсолютные температуры поверхности теплопровода и наружного
воздуха. Коэффициент конвективного теплообмена зависит от наличия ветра. При
отсутствии ветра его величину определяет свободноконвективный теплообмен,
Вт/м2∙К,
к
1,164 Т n
Т н / d3 .
При наличии ветра со скоростью w (d3≥0,3 м, w>1 м/с )
(9.3)
74
4,65w0,7 / d 30,3
к
(9.4)
Известны также приближенные размерные зависимости, например,
к
11,6 7 w
(9.5)
Следует отметить, что ошибка в 100% при определении
н
приводит к
ошибке не более 5% при определении теплового потока.
9.2. Тепловые потери подземных участков тепловых сетей
9.2.1. Подземная бесканальная прокладка
При
подземной
бесканальной
прокладке
одиночного
теплопровода
(см. рис.9.1.б) удельные тепловые потери на единицу длины теплопровода
находятся по соотношению
tT
q
RИЗ
t0
,
RГР
(9.6)
t0 - температура грунта на его поверхности при h/d3<2 или на глубине заложения
теплопровода при h/d3>2; - термическое сопротивление грунта, определяемое по
формуле Форхгеймера
1
R
здесь
ГР
2
ln 2
ГР
h
d3
4
h2
d 32
1
- коэффициент теплопроводности грунта; h - глубина
(9.7)
залегания оси
теплопровода.
При бесканальной прокладке двух теплопроводов на одной глубине
Е. П. Шубин предложил учитывать их взаимное влияние с помощью условного термического сопротивления Ro
R0
1
2
ln 1
ГР
2h
b
2
(9.8)
где b - расстояние между осями теплопроводов. Тепловые потери для первой
трубы определятся
75
1
q1
t 0 R2
R1 R2
t 0 R0
2
(9.9)
2
0
R
для второй трубы
где
1
t 0 R2
R1 R2
2
q1
t 0 R0
1
(9.10)
2
0
R
, 2 - температуры теплоносителей в первом и втором теплопроводах;
R1 - суммарное термическое сопротивление тепловой изоляции первой трубы и
грунта; R2 - аналогичная величина для второй трубы.
9.2.2. Подземная канальная прокладка
Тепловые потери канального одиночного теплопровода (см. рис.9.1.в)
можно определить по аналогии с его бесканальным расположением в грунте.
Предварительно определяется температура воздуха в канале tк, циркулирующего
между стенками канала и наружной поверхностью теплопровода. Температура
находится из равенства тепловых потоков от теплоносителя с температурой
к
воздуху в канале и от него в грунт с температурой t0
Rи
tк
Rн
tк
Rв.к
t0
Rк
R ГР
,
(9.11)
где Rи, Rн, Rв.к, RГР - термические сопротивления изоляции, теплоотдачи с
наружной поверхности теплопровода, теплоотдачи с внутренней поверхности
канала, стенок канала и грунта, соответственно. После нахождения из последнего
уравнения температуры воздуха в канале определяются тепловые потери
теплопровода по соотношениям предыдущего раздела.
В случае многотрубной канальной прокладки температура воздуха в канале
находится
аналогично
из
баланса
теплоты,
поступающей
в
канал
от
теплоносителей всех n теплопроводов,
tк
1
R1
tк
2
R2
...
tк
n
Rn
tк
t0
R0
,
где R1, R2, … Rn и R0 - термические сопротивления 1,2, ...n теплопроводов
между теплоносителями и воздухом канала, а также воздухом канала и
окружающей средой. После определения температуры воздуха в канале находятся
общие тепловые потери канала. При этом канал прямоугольного сечения можно
76
представить каналом круглого сечения с эквивалентным диаметром
dэкв=4F/Р, где F и Р - площадь поперечного сечения прямоугольного канала и его
периметр.
Более
точно
термическое
сопротивление
прямоугольной формы шириной b и высотой
а,
грунта
для
канала
ось которого заглублена на
расстояние h, равно
3
ГР
a
3,5d
ln 1 / 4 3 / 4
b a
5,7
R ГР
.
(9.12)
Общие тепловые потери теплопровода определяются как сумма линейных и
местных потерь в арматуре, опорных конструкциях, фланцах и других элементах
Q=Q1+Qм=Q1(1+βм), где βм - коэффициент, учитывающий местные потери
теплоты, обычно βм =0,2-0,3.
Для теплопроводов канальной и бесканальной прокладки имеются нормы
тепловых потерь, приведенные в СНиП 2.04.07-86* и зависящие от диаметра
трубопроводов и среднегодовой разности температур между теплоносителем и
окружающей средой.
9.3. Изменение температуры теплоносителя
Температура теплоносителя снижается вследствие наличия тепловых потерь.
Пусть теплоносителем является вода, а тепловые потери характеризуются
постоянным значением коэффициента теплопередачи k, отнесенным к площади
поверхности. Тогда на элементарном участке теплопровода длиной dL величина
тепловых потерь составит
dQ k (
t 0 ) d dL .
(9.13)
С другой стороны, потери теплоты приводят к изменению потока энтальпии
воды с массовым расходом G и удельной массовой теплоемкостью ―С”
dН
Gc d
(9.14)
В соответствии с первым законом термодинамики для процесса течения
теплоносителя в трубе в стационарных условиях dQ=dH. После подстановки
правых частей и интегрирования на участке теплопровода длиной L температура
теплоносителя τ определится соотношением:
77
0
0
k dL
,
Gc
t 0 exp
где τо, τ - температуры теплоносителя на входе
(9.15)
и на
выходе участка
теплопровода.
Эффективность тепловой изоляции оценивается коэффициентом эффективности изоляции
и
QГ
и
QИ
(9.16)
QГ
где QГ, QИ - тепловые потери теплопровода без изоляции и с изоляцией. Обычно
и
=0,85-0,95.
9.4. Тепловые расчеты теплообменных аппаратов
систем теплоснабжения
9.4.1. Приборы отопления
Для используемых приборов отопления в водяных отопительных системах
передаваемый в помещение тепловой поток равен
Qпр
qном
t ср
70
1 n
Gпр
360
р
AР .
(9.17)
Здесь n=0,14-0,32, р=0-0,18, в зависимости от типа прибора и схемы движения
теплоносителя; Gпр - расход теплоносителя, кг/ч; Ар - площадь поверхности
прибора отопления; qном - значение номинальной плотности теплового потока для
прибора отопления данного вида в расчетных условиях его работы: при средней
разности температуры теплоносителя и температуры помещения
t cрр а с ч 70°С и
расходе теплоносителя 360 кг/ч. Средняя разность температур 70°С соответствует
температуре воды на входе в отопительный прибор 105°С, на выходе 70°С и
температуре помещения tп=18°С.
Например, значение qном
в (9.17) для радиаторов чугунных секций типа
МС-90-108 равно 790 Вт/м2, стальных панельных радиаторов -730 Вт/м2, для
конвекторов с кожухом типа "Универсал-20" - 357 Вт/м2. Соответствующие
значения коэффициентов теплопередачи равны: 11,3 Вт/м 2 К, 10,4 Вт/м2 К,
5,1 Вт/ м2 К.
Для всех используемых видов приборов отопления площадь Ар и параметры
78
n
и р приводятся в соответствующей справочной литературе [4].
Для теплоносителя пара
Qпр
tн
70
q ном
1 n
Ap ,
(9.18)
где t н - разность температур насыщенного пара и помещения.
9.4.2. Элеваторные узлы
Тепловой расчет элеваторного узла производится на основе результатов его
гидравлического расчета, после которого известны массовые расходы активного
потока из подающего теплопровода G1 и подмешиваемого потока ив обратной
линии обслуживаемой системы отопления G2. Соответствующие температуры
потоков равны τ1 и τ2. В результате смешения образуется вода, используемая в
системе отопления здания с расходом G1 +G2 и температурой смешения τсм,
которая определяется исходя из адиабатного смешения в условиях, близких к
изобарным
и
1 и
1
см
2
,
(9.19)
где и=G2/G1 - коэффициент смешения элеваторного узла.
На основе полученного соотношения в результате экспериментальных
измерений температур τ1, τ2 и τсм определяется реальное значение коэффициента
смешения и.
9.4.3. Водо-водяные подогреватели
В качестве водо-водяных подогревателей широкое распространение в
системах теплоснабжения получили скоростные секционные подогреватели.
Коэффициент теплопередачи таких теплообменных аппаратов
равен 1-3 кВт/м2К. Их используют для систем горячего водоснабжения и
отопления. В первом случае сетевая греющая вода движется в межтрубном
пространстве в последовательно соединенных секциях сверху вниз, во втором
случае - в трубках снизу вверх. Теплоносители движутся по противоточной схеме.
Тепловой поток, передаваемый в подогревателе, равен
79
Q
где
t ср
-
k t ср А ,
(9.20)
средний температурный напор между теплоносителями, А -площадь
теплообменной поверхности аппарата.
Коэффициент теплопередачи k находится следующим образом при отсутствии
загрязнений поверхности теплообмена [6]
1
k
1
1
МТ
.
(9.21)
Т
Коэффициенты теплоотдачи, Вт/м2К, в межтрубном пространстве
трубках
Т
МТ
и в
находятся из критериальных уравнений:
МТ
0 ,8
WМТ
АМТ 0, 2
dЭ
Т
10
Т
3
WТ0,8
АТ 0, 2
dЭ
Re T
WT d В
10 4 ;
В ReT ; 2300  ReT  10 4 ,
где
WМТ, WT - средние скорости движения в межтрубном пространстве и в
трубках подогревателя, м/с; dЭ , dВ - эквивалентный диаметр межтрубного
пространства и внутренний диаметр трубок, м; ν - кинематический коэффициент
вязкости воды, м2/с; АМТ, АТ, В - численные множители, зависящие от средней
температуры теплоносителя следующим образом:
А 1410 21t ср
0,044t ср2 ;
В
366 2,22t ср
Средняя температура греющей среды равна t cpr
t Г'
0,0061t ср2 .
t Г'' / 2 , где t Г' и t Г'' -
температура греющей среды на входе и на выходе из подогревателя; для
нагреваемой среды t cpx
t x'
t x'' / 2 ,
''
t x' и t x - температура нагреваемой среды на
входе и на выходе из подогревателя.
Средний температурный напор между теплоносителями при противоточной
схеме равен
t cp
t Г'
t x''
t Г''
t'
ln Г''
t
t x''
t x'
t x'
.
(9.22)
При наличии загрязнений коэффициент теплопередачи k определяется
80
аналогичным образом с учетом поправочного множителя, изменяющегося в
пределах 0,7-0,85 [10].
9.4.4. Пароводяные подогреватели
В пароводяных подогревателях нагреваемая сетевая вода движется в трубках,
пар конденсируется в межтрубном пространстве. Так как вынужденная конвекция
не зависит от расположения сетевых подогревателей в пространстве, то
коэффициент
теплоотдачи
по
сетевой
воде
определяется
с
помощью
соотношений, приведенных в предыдущем разделе .
Коэффициент теплоотдачи при конденсации пара, Вт/м 2К, находится в
зависимости от типа подогревателя [1]:
для вертикального подогревателя
0,23t к2
7400 7,5t к
П
Н
0, 22
,
(9.23)
для горизонтального подогревателя
4920 58t к
П
md
0,175t к2
0.25
,
(9.24)
где t - температура пленки конденсата (средняя между температурами
насыщения пара и стенки), °С; Н - высота пленки конденсата (при отсутствии
перегородок равна длине трубок), м; m - среднее число трубок в вертикальном
ряду; d - наружный диаметр трубок, м; Θ- разность температур насыщенного
пара и стенки, °С.
10.ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СИСТЕМ
ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ
10.1. Вида затрат при создании и эксплуатации системы теплоснабжения
Наиболее экономичный вариант системы теплоснабжения (СТ) определяется
по минимуму приведенных затрат,
З
КЕ Н
Э ,
(10.1)
где К - капитальные затраты на создание СТ, руб; Э - ее эксплуатационные
издержки, руб/год; Е - нормативный коэффициент эффективности, для энергетики
81
-1
Ен=0,12 год ; Тн=1/Ен=8,33 года - нормативный срок окупаемости
дополнительных капитальных вложений.
Капитальные затраты включают в себя вложения, связанные с топливодобычей (топливной базой и транспортом), сооружением ТЭЦ (котельной) ,
электрической подстанции и электрических сетей, тепловых сетей и абонентских
тепловых пунктов.
Эксплуатационные издержки складываются из ежегодных отчислений на
оборудование,
затрат на перекачку теплоносителя,
на тепловые потери, на
обслуживание всего оборудования, на ликвидацию аварий.
Оптимизация приведенных затрат производится в условиях решения
конкретной технико-экономической задачи: проектирования или эксплуатации
тепловой сети, ТЭЦ, котельной. В следующем разделе в качестве примера
рассматривается оптимизация проектируемой тепловой сети, схема которой
известна, так как она определяется расположением потребителей теплоты. Это
означает, что заданы длины расчетных участков, но неизвестны их диаметры.
Оптимизация диаметров производится в условиях заданных расходов сетевой
воды по участкам,
определяемых
тепловыми
нагрузками
потребителей,
заданного располагаемого напора давления в теплоисточнике Δр0 и одинаковых
его значений у всех конечных абонентов Δрк.
10.2. Основной экономический расчет тепловой сети
Рассмотрим простейшую схему закрытой тепловой сети с сосредоточенной
тепловой нагрузкой и потребителями в точках 2-8 (рис.10.1.). Расчетными
участками тепловой сети являются участки с неизменными значениями диаметра
и расхода сетевой воды. Для тупиковых участков 1-2-6-8, 1-2-6-7, 1-2-3-5 и 1-2-3-4
справедливы соотношения для потерь давления
82
Рис.10.1 Схема тепловой сети закрытой системы теплоснабжения
р0
р1
2
р2
6
р6
8
рк ,
р0
р1
2
р2
6
р6
7
рк ,
р0
р0
где
рi
j
р1
р2
2
р1
р2
2
р3
3
3
рк ,
5
р3
(10.2)
рк ,
4
включают в себя линейные и местные потери
давления в подающей
и обратной линиях.
Для каждого из расчетных участков справедливо соотношение, определяемое
квадратичным
законом
сопротивления
с
учетом
шероховатости
еш
и
коэффициентом местных потерь βм виде
d
где еш
0, 0476
ш
0,631e
0,19
2G 2 l 1
M
p
,
(10.3)
10-3 м; G - массовый расход сетевой воды, кг/с; l - длина участка, м; ρ -
плотность воды, ρ =103 кг/м3; Δр- общие потери давления на участке, Па; среднее
значение βм=0,2; d - диаметр участка, м. С учетом приведенных значений
d
G 2l
0,1403
p
0,19
.
(10.4)
Задача оптимизации рассматриваемой тепловой сети состоит в определении
минимума приведенных затрат 3. Автором настоящего метода оптимизации
83
является проф. Л.Б.
Шифринсон,
разработавший его в 30-х годах [1].
Считается, что эксплуатационные издержки пропорциональны
капитальным
затратам на
создание тепловой сети. Анализ практических данных показывает, что стоимость
тепловой сети зависит от длин участков сети и их диаметров для средней степени
механизации работ при сооружении тепловых сетей следующим образом:
S
a
n
li
b
1
n
d i li ,
(10.5)
1
где li, di - длина и диаметр i участка тепловой сети, n - число участков, а и b коэффициенты пропорциональности.
Тогда для выбранной схемы тепловой сети минимум функции затрат 3
n
определится минимумом суммы
d i li при соблюдении условий (10.2) и (10.3).
1
Следовательно, задача оптимизации диаметров участков тепловой сети сводится к
определению минимума функции s
где x=0,19;
x
p
p2x
l
i j i j
2 3
x
2 3
1 2
x
1 2
S
p1x 2
G 2l
i j
2 3
1 2
S
3
3 4
3 5
p3x 4
p3x 5
6 7
p6x
6
6 8
p6x 8
7
,
. С учетом равенств (10.2) получим
3 4
p
2 6
p2x
p0
3 5
pк
p1
p2
2
2 6
x
2 6
x
6 7
p
3
p0
pк
6 8
p1
2
p2
x
.
6
В последнем соотношении величину s определяют три независимые
переменные потери давления Δр1-2, Δр2-3, Δр2-6. Поэтому минимум функции S
найдется в результате приравнивания к нулю производных от нее по этим
переменным
s
p1
x
x
1 2
x
1 2
p
2
s
p2
p0
x
3
p
2 3
x 1
2 3
3 4
pк
p1
p2
2
x
p0
x
3 5
pк
x 1
p0
3
3 4
3 5
p1
2
p2
x 1
3
pк
0
6 7
6 8
р1
2
р2
х 1
0
(10.6)
6
(10.7)
84
s
p2
x
p
6
x
2 6
x 1
2 6
p0
6 7
pк
6 8
p1
p2
2
0
x 1
(10.8)
6
Из (10.7) и (10.8) получим соответственно
p0
p2
pк
1
3
p1
p2
pк
p0
1
2
3 4
,
1
2
(10.9)
2 3
1
р1
3 5
2 3
2 3
6
1
x 1
6 7
,
1
х 1
6 8
(10.10)
2 6
2 6
2 6
В результате вычитания равенств (10.7) и (10.8) из (10.6) имеем
1 2
х
2 3
1
3
х
р1х 21
х
р 2х
2 6
1
6
0
р 2х
(10.11)
Использование (10.9) и (10.10) в (10.11) дает
2 3
1 2
х 1
1 2
х 1
1
2 3
р
ро
рк
х 1
1
2 6
2 6
0,
х 1
р1
2
Откуда следует
ро
1
р1 2
2 3
рк
1 х
1
2 3
,
1 2
2 6
1 х
1
2 6
1
х 1
.
1 2
1 2
Окончательно имеем :
р1
2
р0
1
рк
,
7
р6
8
р0
рк
р1
р0
3
1 2
р2
р6
р2
2
р0
6
р2 6 ;
рк
1
р1
рк
р1
1
2 3
4
р0
2
,
2
2 6
р3
5
р3
рк
р1
2
р2 3 ;
85
6 7
6 8
1
х 1
2 6
,
3 4
3 5
1
х 1
2 3
2 6
,
2 3
2 3
1 х
1
2 3
2 6
1
1 х
2 6
1
х 1
1 2
1 2
i j
G 2l
x
l
i j i j
.
Расчетная практика показала, что для рассмотренного метода оптимизации
характерно практически линейное падение давления вдоль тупиковых ветвей. В
связи с этим, в первом приближении можно определять потери давления по
участкам тепловой сети исходя из линейного падения давления вдоль всех
тупиковых ветвей, а затем из (10.3) находить величину оптимальных диаметров
участков.
11. ОСОБЕННОСТИ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ
В ЗАПАДНОЙ СИБИРИ
Совершенствование систем теплоснабжения ГП "ТЭК СПб" в последние годы
проводится в результате осуществления ряда мероприятий, главными из которых
являются следующие:
1. Совершенствование тепловых схем отопительных котельных, в том числе
за счет применения газотурбинных установок и сброса дымовых газов после
газовой турбины в водогрейный котел и выработки электроэнергии.
2. Реконструкция вакуумных деаэраторов и системы подпитки сетевой воды.
3. Оснащение котельных современными приборами учета и контроля расхода
топлива,
электроэнергии
и
производимой
тепловой
энергии
на
базе
микропроцессорной техники и компьютеризации всего процесса производства
тепловой энергии.
4. Применение полиуретановой изоляции аккумуляторных баков, деаэраторов
и теплопроводов тепловых сетей.
5. Закрытие неэкономичных и экологически грязных мелких котельных.
6. Использование поворотных регулирующих заслонок в камерах тепловых
сетей, замена сальниковых компенсаторов линзовыми.
7. Применение пластинчатых теплообменников на центральных тепловых
86
пунктах.
8. Диспетчеризация ЦТП.
9.
Установка
частотных
преобразователей
для
регулирования
про-
изводительности и напора насосных агрегатов.
10. Консервация паровых и водогрейных котлов современными методами.
11. Повышение температуры сетевой воды в подающих теплопроводах
котельных при использовании термостойкой теплоизоляции.
12. Применение ингибиторов в качестве добавки к сетевой воде с целью
снижения отложений и коррозии в водогрейных котлах, сетевых подогревателях и
теплопроводах тепловых сетей.
Кроме того, повышение цен на газ, мазут и уголь вызывает необходимость
более широкого использования дешевого низкосортного топлива и пригодных для
сжигания отходов с целью энергосбережения в системах теплоснабжения. К нему
относятся торф, сланцы, древесные отходы, бытовой мусор. Это направление
развивает также технология газификации твердых отходов в газогенераторах.
Образующийся генераторный газ сжигается в топках паровых или водогрейных
котлов, что приводит к снижению окислов азота в уходящих дымовых газах на
30-40% в сравнении с сжиганием мазута. В настоящее время разработан ряд
перспективных газогенераторов мощностью от 200 кВт до 3 МВт, которые
проходят промышленную проверку в ряде регионов России.
Возрастает
также
роль
нетрадиционных
источников
энергии
(вет-
роэнергетика, геотермальная энергетика, передвижные АЭС малой мощности). В
ряде удаленных от тепловых и газовых магистралей районов целесообразно
применение электрических водогрейных котлов мощностью от 10 кВт до 6-10
МВт.
Повышение эффективности транспорта и распределения тепловой энергии
должно быть связано с постепенным переходом от открытой системы
теплоснабжения к закрытой. Предполагается применение более долговечных в
сравнении с используемыми теплопроводов из полимерных материалов и
высокопрочного чугуна.
Большая роль в совершенствовании систем теплоснабжения отводится
мероприятиям по защите окружающей среды от продуктов сжигания топлива и
87
промышленных стоков котельных. Использование газотурбинных установок
позволит снизить образование и содержание окислов азота в уходящих дымовых
газах. Разрабатываются малогабаритные установки электрохимической очистки
промышленных стоков для старых котельных и в обязательном порядке
применение очистных сооружений для новых котельных.
88
Список литературы
1. Соколов Е.Я. Теплофикация и тепловые сети: Учеб.
Для
вузов.
-
М.: Энергоиздат, 1982. - 360 с.
2. Тепловые сети. СНиП 2.04.07-86. - М.: ЦИТП Госстроя СССР, 1987. - 60 с.
3. Внутренний водопровод и канализация зданий. СНиП 2.04.01-85. - М.:
ЦИТП Госстроя СССР, 1986. - 58 с.
4. Водяные тепловые сети: Справочное пособие по проектированию/
И. В. Беляйкина, В.П. Витальев, Н.К. Громов и др.; Под ред. Н.К. Громова,
Е.П. Шубина. - М.: Энергоатомиздат, 1988. - 376 с.
5. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям / Под ред.
М.0. Штейнберга. - М.: Машиностроение, 1982. - 500 с.
6. Зингер Н.М. Гидравлические и тепловые режимы теплофикационных
систем. - М.: Энергоатомиздат, 1986. - 320 с.
7. Соколов Е.Я., Зингер Н.М. Струйные аппараты. - М.: Энергоатомиздат,
1989. - 287 с.
8. Нормы технологического проектирования тепловых электрических станций
и тепловых сетей. - М.: Энергия, 1974. - 114 с.
9. Правила технической эксплуатации электростанций и тепловых сетей.
- М. : Энергия, 1977. - 132 с.
10. Инструкция по эксплуатации тепловых сетей. - М. : Энергия, 1972. - 85 с.
11. Внутренние санитарно-технические устройства. В 3 ч. 4.1. Отопление/
В.Н. Богословский, Б.А. Крупнов, А.Н. Сканави и др.; Под ред. И.Г. Староверова,
Ю.И. Шиллера. - М. : Стройиздат, 1990. -344 с. (Справочник проектировщика).
12. Наладка и эксплуатация водяных тепловых сетей: Справ./В.И. Манюк,
Я.И. Каплинский, Э.Б. Хиж и др. - М.: Стройиздат, 1988. -432 с.
13. Шифринсон Б.Л. Основной тепловой расчет. Теория и методы расчета. М.-Л.: Госэнергоиздат, 1940. - 126 с.
89
ОГЛАВЛЕНИЕ
1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ ТЕПЛОФИКАЦИИ.......…………….3
1.1. Основные сведения о теплофикации.............……………………………......3
1.2. Сравнение эффективности двух способов получения теплоты и
электроэнергии..................................…………………………………………...…4
1.3. Современные системы теплоснабжения...…………………………..............5
2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЕПЛОВЫХ ПОТРЕБИТЕЛЕЙ.……………….................6
2.1. Виды потребителей теплоты......................………………………………......6
2.2. Системы отопления............…………………………………….......................7
2.3. Системы вентиляции..............…………………………………….................10
2.4. Круглогодичная тепловая нагрузка............………………………………...12
2.5. Годовой расход теплоты.................……………………………………........14
3. СИСТЕМЫ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ ...………………………….............................17
3.1. Классификация систем теплоснабжения…………………………...............17
3.2. Тепловые схемы источников теплоснабжения...………………………......19
3.3. Водяные системы...........................……………………………………….....24
3.4. Паровые системы.................………………………………………...............32
3.5. Выбор теплоносителя и системы теплоснабжения……………………......33
4. РЕЖИМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ.....……….....34
4.1. Методы регулирования....................…………………………………….......34
4.2. Центральное качественное регулирование при однородной
тепловой нагрузке...................……………………………….………...................36
5. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ…………...39
5.1. Задачи гидравлического расчета тепловых сетей………………………....39
5.2. Линейные потери давления на трение в трубах..……………………….....40
5.3. Местные потери давления....................…………………………………......41
90
5.4. Пьезометрический график......…………………………………....................44
5.5. Гидравлический расчет разветвленных тепловых сетей и
кольцевык участков......................………………………………………..............45
5.6. Гидравлический расчет тепдообменных аппаратов…………………….....46
5.7. Гидравлический расчет элеваторных узлов....…………………………......47
6. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ ТЕПЛОВЫХ СЕТЕЙ……………..51
6.1. Статический режим........................…………………………………….........51
6.2. Динамический режим..........……………………………………....................53
6.3. Гидравлическая устойчивость тепловой сети..…………………………....54
6.4. Гидравлические удары и способы борьбы с ними...………………………56
7. ТЕПЛОФИКАЦИОННОЕ ОБОРУДОВАНИЕ...............……………………........59
7.1. Теплофикационное оборудование ТЭЦ и котельных…………………......59
7.2. Оборудование ИТП и ЦТП........................……………………………….....61
7.3.
8.
9.
Защита от коррозии, шлама и накипи местных установок ГВС….63
УСТРОЙСТВО И ОБОРУДОВАНИЕ ТЕПОВЫХ СЕТЕЙ………………..65
8.1.
Схема тепловых сетей………………………………………………....65
8.2.
Трубы и арматура……………………………………………………....67
8.3.
Механическое оборудование тепловых сетей……………………….68
8.4.
Способы прокладки тепловых сетей…………………………………70
ТЕПЛОВЫЕ РАСЧЕТЫ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ………………...72
9.1. Тепловые потери воздушных участков тепловых сетей…………………72
9.2. Тепловые потери подземных участков тепловых сетей…………………..74
9.2.1.
Подземная бесканальная прокладка…………………………………..74
9.2.2.
Подземная канальная прокладка……………………………………...75
9.3. Изменение температуры теплоносителя…………………………………….76
9.4. Тепловые расчеты теплообменных аппаратов систем
теплоснабжения………………………………………………………………….....77
9.4.1.
Приборы отопления…………………………………………………….77
9.4.2.
Элеваторные узлы ……………………………………………………..78
91
9.4.3.
Водо-водяные подогреватели………………………………………….79
9.4.4.
Пароводяные подогреватели…………………………………………..80
10. ТЕХНИКО -ЭКОНОМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СИСТЕМ
ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ…………………………………………………………..81
10.1. Виды затрат при создании и эксплуатации системы
теплоснабжения ………………………………………………………………..81
10.2. Основной экономический расчет тепловой сети………………………….82
11. ОСОБЕННОСТИ СИСТЕМ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ В ЗАПАДНОЙ
СИБИРИ………………………………………………………………………….85
Список литературы…………………………………………………………………...88