---

1. Введение 2. Техническая термодинамика 3. Основы теории теплообмена 4. Тепловлажный режим зданий 5. Потери тепла отапливаемыми помещениями 6. Нагревательные приборы систем центрального отопления 7. Системы водяного отопления с естественной и искусственной циркуляцией 8. Системы вентиляции и кондиционирования воздуха 9. Системы газоснабжения

---

Нормативная литература:

---

Справочная литература:

---

1. Введение

Теплотехника –  область науки и техники, занимающаяся вопросами получения и использования тепла. Различают два вида использования тепла – энергетическое и технологическое.

Энергетическое использование тепла основывается на процессах, преобразующих тепло в механическую работу. Эти процессы изучаются технической термодинамикой. Энергетические устройства, в которых  осуществляется преобразование тепла в работу, называются тепловыми двигателями.

Технологическое использование тепла основывается на реализации тепла непосредственно для процессов нагревания (охлаждения) при осуществлении различных технологических процессов. К устройствам, в которых непосредственно подход или отвод тепла используется для технологических целей, относятся различные печи, сушилки, отопительные приборы, калориферы и т. д.

Наука, изучающая закономерности теплообмена между телами, называется теорией теплопередачи. Техническая термодинамика и теория теплопередачи составляют теоретическую часть технологической науки.

Потребление энергии в России, как и во всем мире, неуклонно возрастает и, прежде всего, для обеспечения теплотой инженерных систем зданий и сооружений.

Основными среди теплозатрат на коммунально - бытовые нужды в зданиях (отопление, вентиляция, кондиционирование воздуха, горячее водоснабжение) являются затраты на отопление.

Отоплением называется искусственное, с помощью специальной установки или системы, обогревание помещений здания для компенсации теплопотерь и поддержания в них температурных параметров на уровне, определяемом условиями теплового комфорта для находящихся в помещении людей или требованиями технологических процессов, протекающих в производственных помещениях.

Отопление является отраслью строительной техники. Монтаж стационарной отопительной системы проводится в процессе возведения здания, ее элементы при проектировании увязываются со строительными конструкциями и сочетаются с планировкой и интерьером помещений.

Одновременно с техникой теплоснабжения развивается и техника вентиляции зданий. В настоящее время все больше совмещают систему вентиляции, как отдельных помещений, так и в целом промышленных зданий, с системой воздушного отопления, стало широко применяться кондиционирование воздуха, создана промышленность по изготовлению вентиляционного оборудования и кондиционеров, успешно решаются вопросы охраны окружающей среды.

Наряду с развитием теплоснабжения (ЖКХ, промышленные предприятия) получило развитие газодобывающая отрасль, с передачей газообразного топлива от места добычи на многие сотни и тысячи километров к потребителям. Достаточно сказать, что при строительстве объектов жилищного комплекса и объектов социального назначения, в обязательном порядке рассматривается вопрос газоснабжения объекта. Таким образом, газоснабжение является также отраслью строительной техники. Объемы использования газообразного топлива постоянно увеличиваются,  в России в настоящее время нет города в котором бы не потреблялся газ, как вид топлива. По объемам добычи и потребления природного газа Россия занимает одно из первых мест в мире.

 

2. Техническая термодинамика

Термодинамика – наука, изучающая превращение энергии в различных  процессах, сопровождающихся тепловыми эффектами. Методы термодинамики основаны на универсальном законе природы – законе сохранения энергии.

Каждая система характеризуется рядом величин, которые принято называть термодинамическими параметрами.

 

2.1. Основные параметры состояния газа и их единицы измерения

К основным параметрам состояния газов относятся: давление, абсолютная температура и удельный объем.

Давление обусловлено взаимодействием молекул рабочего тела (далее РТ) с поверхностью и численно равно силе, действующей на единицу площади поверхности тела по нормали к последней. В соответствии с молекулярно-кинетической теорией давление газа определяется соотношением                 

                                                       р = 2/3·n· mc2/2,                                                         (1)

где n – число молекул в единице объема; m –масса молекулы; c2 – средняя квадратичная скорость поступательного движения молекул.

В Международной системе единиц (СИ) давление измеряется в паскалях (1Па = 1Н/м2). Поскольку эта единица мала (1кг/см2 = 1 ат = 98066,5 Па), удобнее использовать 1 кПа = 1000Па и 1 Мпа = 106 Па, т.е. 1кг/см2 = 1 ат = 0,1 МПа.

Давление измеряется при помощи манометров, барометров м вакуумметров. Жидкостные и пружинные манометры измеряют избыточное давление, представляющее собой разность между полным или абсолютным давлением р измеряемой среды и атмосферным давлением ратм:

                                                         ризб = р – ратм.                                                         (2)

Приборы для измерения давления ниже атмосферного называются вакуумметры; их показания дают значение разряжения (или вакуум)

                                                       рв = ратм – р,                                                              (3)

т.е. избыток атмосферного давления над абсолютным.

Следует отметить, что параметром состояния является абсолютное давление. Именно оно входит в термодинамические уравнения.

Температура – есть мера интенсивности теплового движения молекул. Ее численное значение однозначно связано с величиной средней кинетической энергии молекул вещества:

                                                      mc2/2 = ·k·T,                                                           (4)

где k – постоянная Больцмана, равная  1,380662·-23 Дж/К. Температура Т, определенная таким образом, называется абсолютной.

В системе СИ единицей измерения температур является кельвин (К); на практике широко применяется градус Цельсия (ºC). Соотношение между ними имеет вид:

                                                    Т, К = t, ºC + 273,15.                                                  (5)

Удельный объем  v – это объем единицы массы вещества, м3/кг. Если однородное тело массой  М занимает объем V, то по определению

                                                     ν = 1/ρ.                                                                       (6)

где ρ – плотность газа, кг/м3.

Для сравнения величин, характеризующих системы в одинаковых состояниях, вводится понятие «нормальные условия»: 

- физические: р = 760 мм рт.ст. = 101,325 кПа; Т = 273,15 К;

- технические: р = 735,6 мм рт.ст. = 98 кПа; t = 15ºC.

В термодинамике обычно используют физические нормальные условия.

Если все термодинамические параметры постоянны во времени и одинаковы во всех точках системы, то такое состояние системы называется  равновесным.

Если между различными точками в системе существует разности температур, давлений и т.д., то она является неравновесной.

2.2. Уравнение состояния идеального газа

Уравнение состояния идеального газа, полученное Клапейроном, обычно имеет вид

                                                           рν = RT,                                                                (7)

где р – абсолютное давление, Па; ν – удельный объем, м3/кг; R – газовая постоянная, отнесенная к массе газа,  равной  1 кг, и имеющая для каждого газа свое значение, Дж/кг·ºК;  T – абсолютная температура, ºК.

Уравнение (7) является уравнением состояния для  1кг газа. Умножая обе части на  G и учитывая, что  Gν = V, получим уравнение состояния для любого количества газа:

                                                           рV = GRT.                                                            (8)

Если в уравнении (8)  V заменить объемом, занимаемым  1 кмолем  (Vм), G – молекулярной массой  μ, то получим уравнение состояния для  1 кмоля газа:

                                                           рVм = μ·R·T.                                                         (9)

В таком виде уравнение было получено впервые  Д.И.Менделеевым. Из этого уравнения определяется универсальная газовая постоянная, отнесенная к 1 кмолю (килограмм-моль) газа:

                                                          μ·R = рVмT.                                                         (10)

Килограмм-молем (кмоль) называется масса вещества, численно равная его молекулярной массе и выраженная в кг.

Значение газовой постоянной берут из таблиц, приведенных в специальной литературе,  или определяют вычислением.

 

2.3. Теплоемкость. Количество тепла

Теплоемкостью тела называется количества тепла, необходимое для нагрева тела на 1º.

Теплоемкость определяется энергетическими единицами – джоулем (Дж) на градус стоградусной шкалы температур; в технических расчетах чаще применяется более крупная единица – килоджоуль (кДж). Если теплоемкость относят к какой-либо единице количества вещества (кг, м3, кмоль), то такая теплоемкость называется удельной и ее единица соответственно будет кДж/(кг·К), кДж/(нм3·К), кДж/(кмоль·К).

Если единице количества вещества сообщить (или отвести) тепло q и если при этом происходит изменение температуры от  t1 до t2, то отношение q к данной разности температур представляет собой среднюю теплоемкость сm вещества в пределах от t1  до  t2 :

                                                        сm = q/(t2 – t1).                                                      (10)

Предел отношения  q к разности температур  при ее стремлении к нулю представляет собой истинную теплоемкость, аналитическое выражение для которой можно записать так:

                                                        с = dq/dt.                                                               (11)

 

Теплоемкость некоторых газов при t = 0ºC     

 

                 

Рис.1. Зависимость истинной теплоемкости от температуры 

 

В соответствии с определениями истинной и средней теплоемкости можно написать следующие выражения для теплоты, сообщенной  1 кг газа:

а) при бесконечно малом изменении температуры газа, кДж/кг,

                                                        dq = сdt;                                                                (12)

б) при изменении температуры газа от t1 до t2, кДж/кг,

                                                        q = сm·(t2 – t1),                                                       (13)

т.е. количества тепла, сообщенное 1 кг газа, равно произведению теплоемкости в данном процессе на изменение его температуры.

Для нагревания массы  G, кг, от температуры t1 до температуры t2 потребуется тепла  Q, кДж:

                                                        Q = G·сm(t2 – t1).                                                   (14)

Если количество газа выражается в объемных единицах (нм3), то вместо массы G, в уравнение (14) подставляют V, если же количества газа выражается в киломолях, то уравнение (14) примет вид

                                                         Q = μ·сm·(G/μ)·(t2 – t1).                                         (15)

Особое значение для нагревания (или охлаждения) газа имеют условия, при которых происходит процесс подвода (или отвода) тепла. В теплотехнике наиболее важным является:

-нагревание (или охлаждение) при постоянном объеме;

-нагревание (или охлаждение) при постоянном давлении.

Теплоемкость в первом случае называется изохорной, а во втором – изобарной и обозначается соответственно сν  и  ср.

Связи между этими теплоемкостями устанавливаются уравнением  Майера

                                                    ср – сν  = R.                                                                (16)

 

При нагревании 1 кг газа на 1ºC  при постоянном объеме сообщаемая газу теплота – теплоемкость  сν расходуется только на увеличение внутренней энергии газа, так как внешняя работа не совершается.

При нагревании же  1 кг газа на  1ºC при постоянном давлении объем газа возрастает и сообщаемое газу тепло – теплоемкость  ср  расходуется не только на увеличение внутренней энергии газа, но и на совершение работы расширения. Поэтому теплоемкость  ср   всегда больше, чем теплоемкость  сν, на величину работы, совершаемой  1 кг газа при нагревании его на 1ºC при постоянном давлении.

 

2.4. Внутренняя энергия рабочего тела

Внутренняя энергия – запас энергии в теле, обусловленный тепловым движением молекул. Таким образом, внутренняя энергия зависит  от интенсивности поступательного и вращательного движения молекул, внутримолекулярных колебательных и вращательных движений атомов молекул и от взаимного расположения молекул.

Кинетическая энергия поступательного и вращательного движения молекул, а также энергия внутримолекулярных колебательных движений атомов, как это доказывается в молекулярно-кинетической теории вещества, зависят только от температуры. Если принять, что взаимодействие между молекулами отсутствует, т.е. рассматривать идеальный газ, то величина внутренней энергии

                                                    u = ƒ(t),                                                                     (17)

где   u – внутренняя энергия  1кг массы газа.

Это положение с достаточной для практики точностью может быть принято и для реальных разряженных газов, которые по своим свойствам близки к идеальным.

Изменение внутренней энергии РТ не зависит от его промежуточных состояний и определяется полностью величиной его начальных и конечных параметров

                                                  Δ u = u2 – u1,                                                               (18)

где  u1 – значение внутренней энергии в начальном состоянии, Дж/кг;   u2 – значение внутренней энергии в конечном состоянии, Дж/кг.

Во всех термодинамических процессах , если  v = const, т.е. рабочее тело не расширяется и не совершает работы, сообщаемое ему тепло  q = сv (t2 – t1)  идет только на увеличение его внутренней энергии, т.е.

                                                   u2 – u1 = сv(t2 – t1),                                                      (19)

Для бесконечно малого изменения состояния

                                                  du = сv dt ,                                                                    (20)

как видно из уравнения (20) внутренняя энергия является функцией состояния.

 

2.5. Теплота и работа

Теплота – микроскопическая форма обмена внутренней энергией между рассматриваемой системой и окружающей средой (далее ОС).

Микрочастицы (молекулы, атомы) входящие в систему, передают часть своей энергии  ОС за счет различных механизмов переноса теплоты, либо наоборот, получают энергию от ОС за счет действия этих механизмов.

Обмен энергией между  рассматриваемыми – телом и ОС в форме теплоты происходит без изменения формы и размеров этого тела (тел).

Механическая работа – это макроскопическая форма обмена энергией между системой и ОС. Она совершается при изменении формы и объема тела (тел).

    

Рис. 3. К определению работы расширения газа

 

Если поверхность, ограничивающая объем, содержащий единицу массы газа, S и к этой поверхности приложено давление р (рис.3), то работа, совершаемая силой давления  рS, выраженная (Дж/кг), при перемещении поверхности на величину dy определится как

                                                     dl = рSdy = рdv,                                                        (21)

где  dv = Sdy – элементарное изменение объема, при действии силы сжатия (расширения).

Таким образом, теплота и механическая работа не являются самостоятельными видами энергии, но представляют собой две различные формы обмена внутренней энергией между термодинамической системой и ОС.

Из уравнения (21) следует:

- что при нагревании газа dv > 0, то и dl > 0 т.е. при расширении работа положительна, при этом тело совершает работу;

-  что при сжатии газа dv < 0, то и  dl < 0  т.е. при сжатии работа тела отрицательна: это означает, что не тело совершает работу, а на его сжатие затрачивается работа извне.

Единицей измерения работы в системе  СИ является джоуль (Дж).

 

2.6. Первый закон термодинамики

Первый закон термодинамики является частным случаем всеобщего закона природы – закона сохранения энергии.

В дифференциальной  форме математическая формулировка первого закона, записанная для  1кг газа имеет следующий вид

                                                    dq = du + dе + dl,                                                      (22)

где:

- dq – элементарное количество теплоты, подведенное к газу;

- du – элементарное изменение внутренней энергии газа;

- dе – элементарное изменение внешней энергии газа;

- dl – элементарное количество работы, совершенное газом.

Внешняя энергия  е (макроскопическая) представляет собой сумму кинетической  энергии движущегося газа и его потенциальную энергию.

Внешней энергией е можно пренебречь если передвижение газа как целого не играет существенной роли, и изменение внешней энергии должно быть обязательно учтено, когда рассматривают термодинамику потока газа.

Считая, что изменение е энергии газа не происходит, получаем выражение первого закона термодинамики.

                                                    dq = du + dl,                                                              (23)

т.е. теплота, получаемая газом, расходуется на изменение внутренней энергии и на совершении работы.

После интегрирования выражения (23) получим:

                                                    q = Δ u + l.                                                                (24)

Работа определяется как,    l = ,                                                                   (25)

                

Рис.4. Работа расширения РТ в координатах  р – v

 

2.7. Энтальпия газа

В термодинамике важную роль играет величина суммы внутренней энергии системы  U  и произведения давления системы  р  на величину объема системы  V, называемой  э н т а л ь п и е й.  Энтальпия обозначается  i, следовательно,

                                                      i = U + рV.                                                               (26)

Так как входящие в нее величины являются функциями состояния, то и сама энтальпия является функцией состояния и  поэтому может быть представлена в виде функции двух любых параметров состояния:

                  i = ƒ(р,V);                    i = ƒ(V,Т);                i = ƒ(р,Т).

Для изменения в элементарном процессе из выражения  (26) получаем

                              di = du + d(рv)       или       di = du + rdТ,                                      (27)

так   как    рv = rТ,  подставляя  выражение (20) в (27) получим выражение:

di = сv dТ + rdТ,

преобразуем полученное выражение, тогда

                                                    di = (сv + r) dТ,                                                        (28)

подставив в полученное выражение формулу  Майера –  ср – сv = r , тогда уравнение (28) примет вид:

                                    di = (сv + ср – сv) dТ   или    di = ср dТ.                                     (29)

Интегрируя выражение от состояния  1 до 2  и считая, что изобарная теплоемкость  ср  постоянна, т.е. используя ее среднее значение, получим выражение для изменения  энтальпии в конечном термодинамическом процессе:

                                             Δi = i2 – i1 = ср.m (Т2 – Т1).                                                 (30)

Выражение  Δi  также как и  di  и в случае с внутренней энергией  Δu  универсальны, т. е. справедливы для любого процесса, поскольку энтальпия есть функция состояния.

Уравнение первого закона термодинамики (см.24) можно написать в следующем виде:

                     dq  = du + рdv = du + рdv + vdр – vdр = d(u + рv) – vdр,                     (31)

величина  (u + рv)  является параметром состояния, который обозначается через  i, кДж/кг, и  является энтальпией термодинамической системы:  i = (u + рv).

Это выражение  подставим в уравнение первого закона термодинамики (31), тогда:

                                                      dq = di – vdр.                                                           (32)

Уравнение (32) представляет собой, как и уравнение (23), аналитическое выражение первого закона термодинамики с той разницей, что вместо параметра состояния  u  введен параметр состояния  i.

Из этого соотношения следует, что если давление системы сохраняется неизменным, т. е. осуществляется изобарный процесс р = const и  dр = 0, уравнение (32) примет вид

                                                    dqр = di,                                                                     (33)

и

                                                    q = i2 – i1,                                                                   (34) 

т.е. теплота, подведенная к системе при постоянном давлении, расходуется только на изменение энтальпии данной системы.  .   Из этого соотношения следует, что если давление системы сохраняется неизменным, т.

Понятию «энтальпия» можно дать следующее пояснение. Пусть в цилиндре под поршнем (рис.5) находится  1кг  газа. На поршень сверху положен груз G = рF , где  F площадь поршня. Вся система находится в равновесии.

 

Рис.5. Схема, поясняющая понятия «энтальпии» газа

 

В этом случае энергия системы ( 1кг газа и груз) будет равна:

u + G·h = u + рFh,

где u – внутренняя энергия газа; G·h – потенциальная энергия груза, поднятого на высоту, h.

Так как  Fh = v, т.е. объему 1 кг газа в цилиндре, то полная энергия системы равна ( u + рv)  см. (26), т. е. величине энтальпии газа.

Выражение (34) очень часто используется в расчетах, так как огромное количество процессов подвода тепла в теплоэнергетике (паровые котлы, камеры сгорания газовых турбин и реактивных двигателей, теплообменных аппаратов), а также целый ряд процессов химической технологии и многих других осуществляется при постоянном давлении.  Кстати, по этой причине в таблицах термодинамических свойств газов и жидкостей обычно приводят значения энтальпии, а не внутренней энергии.

 

2.8. Энтропия

Энтропия – величина, изменение которой в элементарном термодинамическом процессе равно отношению количества теплоты, участвующей в этом процессе, к абсолютной температуре.

На основании определения энтропии, и ее обозначения s можно написать следующее выражение, определяющее значение энтропии:

                                                   ds = dq/Т .                                                                  (35)

s  – энтропия, измеряется в Дж/(кг·К). Для произвольного количества газа энтропия, обозначаемая через  S,  равна  S = Ms  и измеряется в Дж/К.

Подобно любой другой функции состояния энтропия может быть представлена в виде функции любых двух параметров состояния:

s = f (р,v);                 s = f (р,Т);                 s = f (v,Т).

Значение энтропии для заданного состояния определяется интнгрированием уравнения  (35): 

                                                      s = ∫dq/Т + sо,                                                          (36) 

где  sо – константа интегрирования.

Определим изменение  s  в каком – либо процессе. Напишем уравнение 1-го закона термодинамики:

dq = du + dl,  разделим  левую и правую части равенства на  абсолютную температуру  Т,  тогда  dq/Т = du/Т + dl/Т, в левой части равенства отношение dq/Т

согласно (35) – ds , следовательно ds =  du/Т + dl/Т.

Элементарная внутренняя энергия, согласно (20),  равна du = сvdТ , а  dl = рdv (21), следовательно: 

                                                   ds = сvdТ/Т + рdv/Т,                                                   (36) 

зная, что  рv = rТ, а  р/Т = r/v, подставим  эти равенства в уравнение (36), тогда 

                                                  ds = сv(dТ/Т) + r(dv/v),                                               (37) 

интегрируя  равенство (37) от состояния  1  до состояния  2  и считая, что сv = const, т. е. используя среднее значение изохорной теплоемкости, получим выражение для изменения энтропии в любом термодинамическом процессе.

Проинтегрируем выражение (37)

                                                    Δs = s2 – s1 = сv · ln(Т2/Т1)+ r · ln(v2/v1);                 (38,а)

или

                                                   Δs = s2 – s1 = ср ln(Т2/Т1) – Rln(р2/р1).                   (38,б)

таким образом s = f (Т,v). На рис. 6 показано графическое  изменение теплоты q  в   Т и s  координатах. 

Рис. 6. Графическое изображение теплоты в Т, s-координатах

 

Очевидно, что в Т, s-диаграмме элементарная теплота процесса dq изображается элементарной площадкой с высотой  Т  и основанием ds, а площадь, ограниченная линией процесса  1-2, крайними ординатами и осью абцисс s1-s2, эквивалентна теплоте процесса. 

 

2.9. Термодинамические процессы идеальных газов в закрытых системах

Основными процессами, весьма важными и в теоретическом, и в прикладном отношениях, являются изохорный, протекающий при постоянном объеме; изобарный, протекающий при постоянном давлении; изотермический, происходящий при постоянной температуре; адиабатный – процесс, при котором отсутствует   теплообмен  с   ОС,   и  политропный,  удовлетворяющий уравнению  рvn = const.

Метод исследования процессов, не зависящих от их особенностей и являющийся общим, состоит в следующем:

- выводится уравнение процесса, устанавливающее связь между начальными и конечными параметрами РТ в данном процессе;

- вычисляется работа изменения объема газа;

- определяется количество теплоты, подведенной (или отведенной) к газу в процессе;

- определяется изменение внутренней энергии системы в процессе;

- определяется изменение энтропии системы в процессе.

 

2.9.1.  Изохорный процесс

При изохорном процессе выполняется условие dv = 0 или v = const. Из уравнения состояния идеального газа (7) следует, что

р/Т = R/v = сonst,

т.е. давление газа прямо пропорционально его абсолютной температуре:

                                                              р2/р1 = Т2/Т1.                                                              (39)

На рис.7 представлен график процесса.

Рис.7. Изображение изохорного процесса в р,v-  и Т, s-координатах

 

Работа расширения в этом процессе равна нулю, так как dv = 0.

Количество теплоты, подведенной к РТ в процессе    при  сv = const, определяется из соотношения (12):

                                                                                    Т2 

                                                  qv = ∫ сv dТ = сv(Т2 – Т1).                                            (40)

                                                                                     Т1

Так  как  l = 0,  то  в  соответствии  с первым законом термодинамики  Δu = q  и

                                                   Δ u = сv(Т2 – Т1)  при  сv = const;                           (41,а)

                                                   Δ u = сm‌‌‌‌‌‌ (t2 – t1)  при  сv = var.                              (41,б)

Поскольку внутренняя энергия является функцией состояния тела, то формулы (41,а) и (41,б) справедливы для любого термодинамического процесса идеального газа.

Изменение энтропии в изохорном процессе определяется по формуле (38,а), заменив в логарифме отношение температур на отношение давлений и наоборот, что вполне законно, получим:

                                                     s2 – s1 = сv ln(р2/р1) = сv ln(Т2/Т1),                           (42)

т.е. зависимость энтропии от температуры на изохоре при  сv = const  имеет логарифмический характер.

 

Изобарный процесс.

Изобарным  называется процесс, происходящий при постоянном давлении. Из уравнения состояния (7)  при условии  р = const  находим:

v/Т = R/р = const,

или

                                                     v2/v1 = Т2/Т1,                                                  (43)

 

т.е. в изобарном процессе объем газа пропорционален его абсолютной температуре (закон  Гей-Люссака). На рис.8 изображен график процесса.

Рис.8. Изображение изобарного процесса в  р, v-  и  Т, s-координатах

 

Из выражения (25) удельной  работы расширения  1кг газа следует, что 

                                                                                     v2

                                                    lр = ∫ рdv = р(v2 – v1).                                               (44)

                                                                                     v1

Так как  рv1 = RТ1  и  рv2 = RТ2, то одновременно

                                                    lр = R(Т2 – Т1).                                                           (45)

Количество теплоты, сообщаемое газу при нагревании (или отдаваемое им при охлаждении), находим  из уравнения (11) приняв среднюю массовую изобарную теплоемкость  в интервале температур от t1 до t2 ; при ср=const

                                                                                            Т2                       t2

                                                  qр = ∫ срdТ = ср.ср| (t2 – t1),                                         (46)

                                                                                 Т1                       t1 

 

или                                            qр = ср(t2 – t1).                                                             (47)

 

Изменение энтропии при ср = const согласно  (38,б) равно:

                                                   s2 – s1 = срln(Т2/Т1),                                                    (48)

т.е. температурная зависимость энтропии при изобарном процессе тоже имеет логарифмический характер, но поскольку  ср > сv , то изобара в Т, s-диаграмме идет более полого, чем изохора.

 

2.9.3.  Изотермический процесс

При изотермическом процессе температура постоянна, следовательно,

рv = RТ = const,

или

                                                                   р2/р1 = v1/v2,                                                          (49)

т.е. давление и объем обратно пропорциональны друг другу, так что при изотермическом сжатии давление газа возрастает, а при расширении – падает (закон  Бойля – Мариотта).

Графиком изотермического процесса в р, v-координатах, как показывает уравнение  (49), является равнобокая гипербола, для которой координатные оси служат асимптотами (рис.9).

Работа процесса: 

                                                                        v2        v2

                                    lт = ∫рdv = ∫RТ/vdv = RТln(v2/v1) = RТln(р1/р2).                      (50)

                                                                     v1          v1

Так как температура не меняется, то внутренняя энергия идеального газа в данном процессе остается постоянной (Δ u = 0) и вся подводимая к газу теплота полностью превращается в работу расширения :

 

                                                         qт = lт.                                                                   (51)

 

Рис.9. Изображение изотермического процесса в  р, v-  и  Т, s-координатах

 

При изотермическом сжатии от газа отводится теплота в количестве, равном затраченной на сжатие работе.

Из соотношения (35) и (49) следует, что изменение энтропии в изотермическом процессе выражается формулой

                                                        2

                                         s2 – s1 = ∫dq/Т = q/Т = Rln(р1/р2) = Rln(v2/v1).                    (52)

                                                       1

 

Адиабатный процесс.

Процесс, происходящий без теплообмена с ОС, называется адиабатным. Согласно определению dq = 0. Для того чтобы осуществить такой процесс, следует либо теплоизолировать газ, т.е. поместить его в адиабатную оболочку, либо провести процесс настолько быстро, чтобы изменение температуры газа, обусловленное его теплообменом с ОС, было пренебрежительно мало по сравнению с изменением температуры, вызванным расширением или сжатием газа. Как правило, это возможно, ибо теплообмен происходит значительно медленнее, чем сжатие или расширение газа.

Уравнение первого закона термодинамики для адиабатного процесса принимает вид:

            dla = – du,                     или                          la = (u1– u2),                              (53)

т.е. работа при адиабатном расширении происходит вследствие изменения (уменьшения) внутренней энергии РТ.

Исследуя уравнения (53) можно установить, что в адиабатном процессе идеального газа между давлением  р  и удельным объемом  v существует следующая зависимость:

                                                    рvк = const,                                                             (54)

где  к = ср /сv – показатель адиабаты :

- для 1-атомных  газов = 1,67;

- для 2-х атомных газов = 1,4;

- для 3-х и многоатомных газов = 1,33.

Для реальных газов величина  к  зависит от температуры. С повышением температуры величина  к  уменьшается.                                                                                                   

                                                         

               Рис.10. Изображение адиабатного процесса в  р,v-  и  T, s- диаграмме

 

Уравнение (54) для адиабатного процесса в  p,v-координатах от 1-2 может быть записано в виде

                                                  р1/р2 = (v2/v1)k,                                                         (55)

отсюда следует, что в адиабатном процессе отношение давлений обратно пропорционально отношению объемов, возведенных в степень, равную показателю адиабаты.

Уравнение, выражающее зависимость между давлением и температурой, в адиабатном процессе имеет следующий вид (приводим без вывода):

                                                  р1/р2 = (Т1/Т2)к/к-1;                                                    (56)

Работу   в   адиабатном  процессе   la, Дж/кг,  можно определить из выражения   la = u1 – u2, выразив в нем энергию через теплоемкость и температуры  сv(Т1 – Т2), т.е. записав его в виде:

                                                  la = сv(Т1 – Т2),                                                         (57)

 известно,   что  Т = рv/R; тогда

 

                                                   la = сv(р1v1 – р2v2)/R,                                                (58)

но  так  как  сv/R = 1/(к – 1), то

                                                   la = (р1v1 – р2v2)/(к – 1).                                          (59)

Формулу для определения работы в адиабатном процессе можно записать через температуры, используя уравнение Клапейрона

                                                  la = (R/k – 1)·(T1 – T2).                                              (60)

В данном процессе теплообмен газа с окружающей средой исключается, поэтому  q = 0, выражение  с = dq/Т показывает, что теплоемкость адиабатного процесса равна нулю.

Поскольку при адиабатном процессе  dq = 0, энтропия рабочего тела не изменяется (ds = 0  и  s = соnst). Следовательно, на  Т, s-диаграмме адиабатный процесс изображается вертикально. Кривая расширения газа при адиабатном процессе  (в р, v-диаграмме) проходит круче изотермы, так как при адиабате температура РТ изменяется, а при изотерме – постоянна, соответственно и давление понижается быстрее.

 

Политропный процесс.

Политропным называется процесс, который описывается уравнением

                                                   рvn = const.                                                            (61)

Показатель политропы  n  может принимать любое численное значение в пределах от  - ∞ до + ∞, но для данного процесса он является величиной постоянной.

Из уравнения  (6)  и уравнения  Клапейрона  нетрудно получить выражения, устанавливающие связь между  р, v и Т в любых двух точках на политропе, аналогично тому, как это было сделано для адиабаты:

      р2/р1 = (v1/v2)ⁿ;                 Т2/Т1 = (v1/v2)ⁿ - 1;                 Т2/Т1 = (р2/р1)ⁿ - 1 /ⁿ.       (62)

Работа расширения газа в политропном процессе

                                                                                      v2

                                                     lп = ∫рdv.                                                                 (63)

                                                                                          v1

Так как для политропы в соответствии с (62)

р2 = р1(v1/v2)ⁿ ,

то  работа:                                lп = (T1 – T2);                                                     (64)

                                                  lп = (p1v1/n – 1)∙(1 – T2/T1);                                      (65)      

                                                 ln = (p1v1 – p2v2).                                                (66)

Количества подведенного (или отведенного) в процессе тепла можно определить с помощью уравнения первого закона термодинамики:

q = (u2 – u1) + l.

Поскольку

u2 – u1 = сv(Т2 – Т1),   lп = (R/1 – n)(Т2 – Т1),

 

то                                                  q = сv(Т2 – Т1) = сп(Т2 – Т1),                         (67)

где  сп = сv представляет собой теплоемкость идеального газа в политропном процессе. При  сv, k и n = const  cп = const, поэтому политропный процесс иногда определяют как процесс с постоянной теплоемкостью.

Изменение энтропии,                                                

                                  ∆s =  = спln (Т2/Т1) = сvln(Т2/Т1).                           (68)

Политропный процесс имеет обобщающее значение, ибо охватывает совокупность основных термодинамических процессов. На рис.20 показано взаимное расположение на  р,v-  и Т, s-диаграммах политропных процессов с разными значениями показателя политропы. Все процессы начинаются в одной точке.

                                                       

Рис.20.  Изображение основных термодинамических процессов идеального газа в р, v-  и  Т, s-диаграммах

 

Изохора (n = ±∞) делит поле диаграммы на две области: процессы, находящиеся правее изохоры, характеризуются положительной работой, так как сопровождаются расширением РТ; для процессов, расположенных левее изохоры, характерна отрицательная работа.

Процессы, расположенные правее и выше адиабаты, идут с подводом теплоты к РТ; процессы, лежащие левее и ниже адиабаты, протекают с отводом теплоты.

Для процессов, расположенных над изотермой (n = 1), характерно увеличение внутренней энергии газа; процессы, расположенные под изотермой, сопровождаются уменьшением внутренней энергии.

Процессы, расположенные между адиабатой и изотермой, имеют отрицательную теплоемкость, так как  dq  и du  (а следовательно, и  dТ) имеют в этой области противоположные знаки. В таких процессах |l| > |q|, поэтому на производство работы при расширении тратится не только подводимая теплота, но и часть внутренней энергии РТ.

 

Второй закон термодинамики.

Из первого закона термодинамики следует, что взаимное превращение тепловой и механической энергии в двигателе должно осуществляться в строго эквивалентных количествах. Двигатель, который позволял бы получать работу без энергетических затрат, называется  вечным  двигателем  первогорода. Ясно, что такой двигатель невозможен, ибо он противоречит первому закону термодинамики. Поэтому первый закон можно сформулировать в виде следующего утверждения: вечный двигатель первого рода невозможен.

Несмотря на эквивалентность теплоты и работы, процессы их взаимного превращения неравнозначны. Опыт показывает, что механическая энергия может быть полностью превращена в теплоту, например путем трения, однако теплоту полностью превратить в механическую нельзя. Это связано с существованием фундаментального закона природы, называемого  вторым   законом   термодинамики. Чтобы выяснить его сущность, обратимся к принципиальной схеме теплового двигателя рис.21. 

 

                                                                  

Рис.21. Термодинамическая схема теплового двигателя     
                        

Рис.22. Круговой процесс в р,v- T, s-координатах

 

Как показал опыт, все без исключения тепловые двигатели должны иметь горячий источник теплоты, рабочее тело, совершающее замкнутый круговой процесс – цикл, и холодный источник теплоты:

- горячий источник (сжигание топлива и ядерные реакции и т. д.);

- рабочее тело (газы, пары,);

- холодный источник (окружающая среда – атмосфера, вода и т.д.).

Работа двигателя осуществляется следующим образом (рис.22). Расширяясь по линии 1В2, рабочее тело совершает работу, равную площади  1В22'1'. В непрерывно действующей машине этот процесс должен повторяться многократно. Для этого нужно уметь возвращать рабочее тело в исходное положение (состояние). Такой переход можно осуществить в процессе  2В1, но при этом потребуется совершить над рабочим телом ту же самую работу. Ясно, что это не имеет смысла, так как суммарная работа – работа цикла – окажется равной нулю.

Для того чтобы двигатель непрерывно производил механическую энергию, работа расширения должна быть больше работы сжатия. Поэтому кривая сжатия  2А1 должна лежать ниже кривой расширения. Затраченная в процессе  2А1 работа изображается площадью  2А11'2'. В результате каждый килограмм рабочего тела совершает за цикл полезную работу  lц  эквивалентную площади 1В2А1, ограниченной контуром цикла.

Если провести две адиабаты, касательные е контуру цикла в точках  А и В, то цикл разобьется на два участка: участок  А1В, на котором происходит подвод теплоты  q1,  и  участок  В2А, на котором происходит отвод теплоты  q2. В точках А и В, лежащих на адиабатах, нет ни подвода, ни отвода теплоты, и в этих точках поток теплоты меняет знаки. Таким образом, для непрерывной работы двигателя необходим циклический процесс, в котором к рабочему телу от горячего источника подводится теплота  q1, и отводится от него к холодному теплота  q2. В Т, s-диаграмме теплота  q1эквивалентна площади А'А1ВВ', а  q2 – площади А'А2ВВ'.

Применим первый закон термодинамики к циклу, который совершает один килограмм рабочего тела:

 

здесь  - означает интегрирование по замкнутому контуру 1В2а1.

Внутренняя энергия системы является функцией состояния. При возвращении рабочего тела в исходное состояние она также приобретает исходное значение. Поэтому  = 0, и предыдущее выражение превращается в равенство

                                                     qц = lц,                                                                     (69)

где   qц = ∫δq  представляет собой ту часть теплоты горячего источника, которая превращена в работу. Это – теплота, полезно использованная в цикле, она равна разности теплот  q1 – q2  и эквивалентна площади, ограниченной контуром цикла в Т, s-диаграмме.

Отношение работы, производимой двигателем за цикл, к количеству теплоты, подведенной за этот цикл от горячего источника, называется термическим коэффициентом полезного действия  (КПД) цикла:

 

                                                    ηt = lц/q1 = (q1 – q2)/q1.                                             (70)

 

Коэффициент полезного действия оценивает степень совершенства цикла теплового двигателя. Чем больше КПД, тем большая часть подведенной теплоты превращается в работу.

 

Термодинамические процессы реальных газов.

В качестве реального газа рассмотрим водяной пар, который широко используется во многих отраслях техники и прежде всего в теплоэнергетике, где он является основным рабочим телом. Поэтому исследование термодинамических свойств воды и водяного пара имеет большое практическое значение.

Рассмотрим процесс получения пара. Для этого  1кг воды при температуре 0°C  поместим в цилиндр (рис.24) с подвижным поршнем. Приложим к поршню извне некоторую постоянную силу Р. Тогда при площади поршня F давление будет постоянным и равным  р = Р/F. Будем изображать процесс парообразования, т. е. процесс превращения вещества из жидкого состояния в газообразное в р, v-диаграмме рис.23

 

Рис.23. р, v – диаграмма водяного пара

                                                                     P

 

Рис.24. К определению физического смысла парообразования

 

Начальное состояние воды, находящейся под давлением р и имеющей температуру  0°C, изобразится на диаграмме точкой  ао. При подводе теплоты к воде ее температура постепенно повышается до тех пор, пока не достигнет температуры кипения  ts, соответствующей данному давлению. Приэтом удельный объем жидкости сначала уменьшается, достигая минимального значения при  t = 4°C, а затем начинает возрастать. Состояние жидкости, доведенной до температуры кипения, изображается на диаграмме точкой  а'.

При дальнейшем подводе теплоты начинается кипение воды с сильным увеличением объема. В цилиндре теперь находится двухфазная среда – сме6сь воды и пара, называемая влажным паром. По мере подвода теплоты количество жидкой фазы уменьшается, а паровой – возрастает. Если буквой  х обозначим парообразную фазу, а вначале подвода теплоты (·) а´– жидкую фазу примем за 1, то по мере нагрева жидкости от (·) а´ до точки (·) а´´ количество пара в цилиндре будет изменяться: x  от 0 → 1. Поэтому (·) а´´– соответствует сухому насыщенному пару,  далее  при  подводе теплоты мы будем уходить в зону перегретого пара с  х = 1 с увеличением его температуры, но при том же давлении (·) а. Смесь пара и воды  находящаяся между точками  а' и а'' является двухфазной смесью и  называется – влажным насыщенным паром. Массовая доля сухого насыщенного пара во влажном называется степенью сухости пара (x). Состояние влажного пара характеризуется двумя параметрами: давлением (или температурой насыщения  ts, определяющее давление) и степенью сухости пара.

Если рассмотреть вопрос парообразования при более высоком давлении, то можно заметить следующие изменения. Точка ао, соответствующая состоянию  1кг воды при  0°C и новом давлении, остается почти на той  же вертикали, так как вода практически несжимаема. Точка  а'  смещается вправо, ибо с ростом давления увеличивается температура кипения, а жидкость при повышении температуры расширяется. Что же касается пара (·) а'' при новом давлении, то несмотря на увеличение температуры кипения удельный объем пара все-таки падает из-за более сильного влияния растущего давления.

Поскольку удельный объем жидкости растет, а пара падает, то при постоянном увеличении давления мы достигнем такой точки, в которой удельные объемы жидкости и пара сравняются. Эта точка называется критической. В критической точке свойства жидкости и пара становятся одинаковыми. Для воды параметры критической точки К (см. рис.23) составляет:

- ркр = 221,29 ·105 Па;

- tкр = 374,15°C;

- vкр = 0,00326 м3/кг.

Критическая температура – это максимально возможная температура сосуществования жидкости и насыщенного пара. При температурах, больших критической, возможно существование только перегретого пара. Все газы являются сильно перегретыми парами. Чем выше температура перегрева (при данном давлении), тем ближе газ по своим свойствам к идеальному газу.

Наименьшим давлением, при котором еще возможно равновесие воды и насыщенного пара, является давление, соответствующее тройной точке. Под последней понимается то единственное состояние, в котором могут одновременно находиться в равновесии пар, вода и лед (точка А'  на рис.23). Параметры тройной точки для воды:

- ро = 611 Па;

- tо = 0,01°C;

- vо = 0,00100 м3/кг.

Процесс парообразования, происходящий при абсолютном давлении ро = 611 Па,

показан на диаграмме изобарой  А'А'', которая практически совпадает с осью абцисс. При более низких давлениях пар может сосуществовать лишь в равновесии со льдом.

Если теперь соединить одноименные точки плавными кривыми, то получим нулевую изотерму Ι, каждая точка которой соответствует состоянию  1кг воды при 0°C и давлении  р, нижнюю пограничную кривую ΙΙ, представляющую зависимость от давления удельного объема жидкости при температуре кипения, и верхнюю пограничную кривую ΙΙΙ, дающую зависимость удельного объема сухого насыщенного пара от давления.

 

Влажный воздух.

Сухой атмосферный воздух представляет собой однородную смесь нескольких газов (массе): 75,55% азота, 23,1% кислорода, 1,35% инертных и прочих газов. Соотношение количеств этих компонентов в атмосферном воздухе стабильно. Атмосферный воздух всегда содержит некоторое количество водяных паров. Смесь сухого воздуха с водяными парами называется влажным воздухом. Количество водяных паров, содержащихся во влажном воздухе, может меняться в значительных пределах. Воздух, используемый в системах вентиляции, для расчетов с достаточной точностью  можно представлять как смесь двух идеальных газов – сухого воздуха и водяного пара.

Барометрическое давление атмосферного воздуха Рб – это сумма парциальных давлений сухой его части (Рс.в) и водяного пара (Рв.п),

Рб = Рс.в + Рв.п.

Значение парциального давления компонента смеси в состоянии полного насыщения называют парциальным давлением насыщения Рн или упругостью насыщенных паров.

Относительная влажность (φ) паровоздушной смеси представляет собой отношение парциального давления водяных паров Рв.п при заданной температуре к парциальному давлению насыщения  Рн при той же температуре и определяется по формуле:

                                                          φ = (Рв.п/Рн)·100%.                                           (71)

Для насыщенного воздуха  φ = 100%. Относительную влажность воздуха в помещении нормируют. Для жилых и общественных помещений относительная влажность считается приемлемой в пределах  от 30% до 70%.

Влагосодержанием воздуха называют  количество водяного пара, приходящееся на 1 кг сухой части влажного воздуха, г/кг, т.е.

                                                        d = (Мв.п/Мс.в),                                                    (72)

где Мв.п  - масса водяных паров, г;  Мс.в – масса сухого воздуха, равная 1кг. На влагосодержание паровоздушной смеси влияет барометрическое давление, при котором находится эта смесь:

                                                       d = 622 Рв.п/(Рб – Рв.п).                                        (73)

Массовая теплоемкость влажного воздуха представляет собой количество теплоты, которое необходимо затратить, чтобы нагреть на один градус 1кг сухой части влажного воздуха и приходящееся на их долю количества водяных паров. Удельная (массовая) теплоемкость влажного воздуха составит

                                                       ср = сс.в + (св.п·d)/1000,                                        (74)

где сс.в – массовая теплоемкость сухого воздуха (средняя для температур в интервале от 0°C……..100°C,  для   расчетов   с   допустимой   погрешностью свс.в =1,005 кДж/кг·К);  св.п – массовая теплоемкость водяного пара (св.п = 1,8068 кДЖ/(кг·К). Для практических расчетов вторым членом выражения (74) можно пренебречь.

Объемная теплоемкость – это количество теплоты, которое необходимо затратить, чтобы нагреть на один градус 1 м3 влажного воздуха. При температуре  0°C и барометрическом давлении  0,1МПа объемная теплоемкость влажного воздуха составляет сv = 1,29 кДж/м3·К. Теплоемкость есть функция состояния, поэтому, с изменением температуры меняется абсолютное значение теплоемкости, что и нужно учитывать при проведении расчета.

Энтальпия влажного воздуха является одним из основных его параметров и широко используется при расчетах сушильных установок, систем вентиляции и кондиционирования воздуха. Энтальпию влажного воздуха обычно относят к единице массы сухого воздуха, т.е. к 1кг, и определяют как сумму сухого воздуха и водяного пара, кДж/кг сухого воздуха:

                                                    J = 1,005t + (2500 + 1,8068t)·d·10-3,                     (75)

Так как теплоемкость влажного воздуха ссм = 1,005 + 1,8068·d·10-3 кДж/кг сухого воздуха и для практических расчетов вторым членом  в равенстве (74) можно пренебречь, то формулу (75) можно написать в виде

                                                    J = ссм·t + 2500·d·10-3.                                            (76)

Согласно формуле 75,  Л.К. Рамзин  в 1918 г. предложил «J – d»- диаграмму рис.25.   

 

 

Рис.25. J–d-диаграмма влажного воздуха

 

Значения   t, d, J, φ, tр, tм, Pв.п – это параметры состояния влажного воздуха, характеризующие его тепловые и влажностные свойства. Следует отметить, что только t и d могут изменяться произвольно, независимо одна от другой, хотя эти изменения имеют определенный предел. Каждому конкретному сочетанию t и d соответствуют определенные числовые значения всех остальных параметров.

По J – d-диаграмме для каждого состояния влажного воздуха можно определить температуры точки росы и мокрого термометра.

Температурой точки росы (tр) влажного воздуха называется температура, до которой нужно охладить ненасыщенный воздух, чтобы он стал насыщенным при сохранении постоянного влагосодержания. При понижении температуры еще ниже начинается конденсация пара (выпадает роса) в объеме паровоздушной смеси, появляется туман. Таким образом, температура точки росы – это предельно низкая температура , после которой в реальных газах (дымовые газы покидающие печное пространство огнетехнических агрегатов, газы  охлажденные и удаляемые в атмосферу после технологических процессов химического производства и т. д.) начинает конденсация паров (особенно основу которых составляют сернистые соединения и соединения вредных и опасных газов), поэтому в технологии некоторых процессов нельзя допускать переохлаждение газов, ниже температуры точки росы, эвакуируемых в атмосферу.  

Температура мокрого термометра (tм) – тепература, которую принимае влажный воздух на стадии полного насыщения в процессе испарения воды, без подвода теплоты извне при постоянном теплосодержании.

Порядок определения температуры точки росы и температуры мокроготермометра по J – d-диаграмме.

1. Для определения температуры точки росы необходимо из точки, характеризующей состояние воздуха, надо провести вертикаль (линию d = const) до пересечения с линией  φ = 100%. Изотерма, проходящая через полученную точку пересечения, определяет искомую точку росы воздуха.

2.  Для определения температуры мокрого термометра необходимо из точки состояния воздуха, провести прямую (линия  J = const) до пересечения с линией  φ = 100%. Изотерма, проходящая через полученную точку пересечения, определяет искомую температуру мокрого термометра.   

Кривая  φ = 100% - кривая насыщения; она является своего пограничной кривой, разделяющей область ненасыщенных состояний (сверху) и область тумана (внизу), в котором часть влаги находится в виде пара, а часть – в жидком или твердом виде (снег, ледяной туман).

 

3. Основы теории теплообмена 

Теория теплообмена – это наука о процессах переноса тепла. С теплообменом связаны многие явления, наблюдаемые в природе и технике. Ряд важных вопросов проектирования и строительства зданий и сооружений решается на основе теории теплообмена или некоторых ее положений.

Теплообмен представляет собой сложный процесс, который можно расчленить на ряд простых процессов. Различают три элементарных принципиально отличных один от другого процесса теплообмена – теплопроводность,  конвекцию и тепловое излучение.

Процесс теплопроводности происходит при непосредственном соприкосновении  частиц вещества, сопровождающемся обменом энергии и их теплового движения. Такой процесс теплообмена может происходить в любых телах, но механизм переноса тепла зависит от агрегатного состояния тела. Теплопроводность жидких и в особенности газообразных тел незначительна. Твердые тела обладают различной теплопроводностью. Тела с малой теплопроводностью называют теплоизоляционными.

Процесс конвекции происходит лишь в жидкостях и газах и представляет собой перенос тепла в результате перемещения и перемешивания частиц жидкости или газа. Конвекция всегда сопровождается теплопроводностью.

Если перемещение частиц жидкости или газа обуславливается разностью их плотностей, то такое перемещение называют естественной конвекцией.

Если жидкость или газ перемещается с помощью насоса, вентилятора, эжектора и других устройств, то такое перемещение называют вынужденной конвекцией.

Процесс теплового излучения состоит в переносе тепла от одного тела к другому электромагнитными волнами, возникающими в результате сложных молекулярных и атомных возмущений. Лучистая энергия возникает в телах за счет других видов энергии, главным образом тепловой. Электромагнитные волны распространяются от поверхности тела во все стороны. Встречая на своем пути другие тела, лучистая энергия может ими частично поглощаться, превращаясь снова в теплоту (повышая их температуру).

При изучении отдельных видов теплообмена используют следующие общие понятия и определения.

1. Перенос тепла от одного тела к другому, а также между частицами данного тела происходит только при наличии разности температур и направлен всегда в сторону более низкой температуры.

2. Количества теплоты, переносимой в единицу времени, называется тепловым потоком Q. Отношение  Q к единице площади F, м2, называется удельным тепловым потоком, q, Вт/м2:

                                                           q= Q ⁄ q.                                                      (3.1)

3.  Температурное состояние тела или системы тел можно охарактеризовать с помощью температурного поля, под которым понимается совокупность мгновенных значений температур во всех точках изучаемого пространства. Температура различных точек тела t  определяется координатами  x, y, z  и временем τ. Поэтому в общем случае

                                                     t = ƒ (x,y,z,τ).                                                 (3.2)

Температурное поле, которое  изменяется с течением времени, называется нестационарным. При этом тепловой режим и тепловой поток будут тоже нестационарными. Если температура тела в течение времени не изменяется , то температурное поле называется стационарным. В этом случае тепловой режим и тепловой поток будут также стационарными.

Стационарное температурное поле можно охарактеризовать зависимостью

                                                      t = ƒ(x y z).                                                   (3.3)

Простейшим температурным полем является одномерное стационарное поле, которое характеризуется изменением температуры в направлении одной координатной оси. Такое температурное поле можно выразить уравнением

                                                      t = ƒ(х).                                                        (3.4)

В дальнейшее мы ограничимся рассмотрением лишь стационарных и одномерных температурных полей как наиболее простых, но имеющих большое практическое значение в строительстве зданий.

4. Температурное поле в рассматриваемом теле или системе тел удобно характеризовать с помощью изотермических поверхностей, под которыми понимается геометрическое место точек с одинаковой температурой. Такие поверхности могут быть замкнуты или выходить на границы тела, но между собой никогда не пересекаться. 

Если изотермические поверхности пересечь плоскостью, то на плоскости сечения получим изотермические линии, называемые изотермами (рис.26.). Взаимное расположение изотерм наглядно характеризует распределение температур в теле и интенсивность изменения температуры в различных направлениях: чем чаще расположены изотермы, тем интенсивнее изменяется температура.

    

 

Рис.26. Линии изотерм

 

Наибольшее изменение температуры на единицу длины получается в направлении нормали к изотермическим поверхностям. Производная температуры по нормали к изотермической поверхности называется температурным градиентом и обозначается  grad, его размерность – град/м.

 

Закон Фурье и коэффициент теплопроводности.

Закон Фурье (1822) является основным законом теплопроводности, устанавливающим прямую пропорциональность между удельным тепловым потоком и температурным градиентом:

                                                              q = – λ dt/dn,                                                            (3.5)

где  λ – коэффициент теплопроводности, Вт/(м·К).

Знак минус указывает, что вектор теплового потока направлен в сторону, противоположную температурному градиенту (рис.27). Из уравнения (3.5) видно, что коэффициент теплопроводности количественно равен удельному тепловому потоку при температурном градиенте, равном единице ( изменение температуры в 1°C на единицу длины). Плотность теплового потока qn в любом другом направлении n (рис.27) равна проекции вектора   на это направление:

                                                    qn = соs φ = - λ grad t сos φ.                                 (3.6)

 

 

Рис.27. Пример расположения векторов  grad t  и     в точке 0 относительно изотермических линий двухмерного температурного поля.

 

Учитывая, что  grad t cos φ = dt/dn  выражение (3.6) можно записать:

                                                          qn = – λ·dt/dn.                                                  (3.7)

Коэффициент теплопроводности является важной теплофизической характеристикой вещества: чем больше λ, тем большей теплопроводностью обладает вещество. Коэффициент теплопроводности зависит от природы вещества, его структуры, влажности, наличия примесей, температуры и других факторов.

 

Теплофизические  свойства строительных изоляционных материалов 

 

Теплопроводность

Рассмотрим однослойную плоскую стенку толщиной δ (рис.28), коэффициент теплопроводности которой постоянен и равен λ. Температуры на границах стенки τ1 и  τ2, причем пусть  τ1 > τ2. Тепло распространяется только вдоль оси х. При этих условиях температурное поле в стенке будет  одномерным и изотермическими поверхностями будут плоскости, параллельные поверхностям стенки.

 

 

Рис.28. Теплопроводность однослойной плоской стенки

 

Для слоя толщиной  dх на основании закона Фурье (3.5) можно записать следующее уравнение теплопроводности: 

                                                 q = – λ dt/dх                                                             (3.8)

 

или 

                                                 dt = (– q/λ)dх.                                                          (3.9)

Проинтегрировав данное уравнение, получим

                                                t = (– q/λ)·х + С.                                                      (3.10)

Из уравнения (3.10) следует, что температура изменяется по толщине стенки по линейному закону.

Константа интегрирования С определяется из условий на границах стенки: если  х = 0. то t = τ1, откуда  С = τ1. Если  х = δ, то  t = τ2 и уравнение (3.10) принимает вид

                                                 τ2 = (– q/λ)·δ + τ1.

Окончательно получим  q, Вт/м2:

                                                q = (λ/δ)·(τ1 – τ2).                                                     (3.11)

Из уравнения видно, что удельный тепловой поток зависит от температурного перепада  ∆τ = (τ1 – τ2), поэтому можно написать:

q = (λ ∕ δ)·∆τ

или

                                                 q = ∆τ∕ (δ ∕ λ) = ∆τ ∕ R,                                             (3.12)

где  отношение  δ ∕ λ = R – называется термическим сопротивлением стенки.

Зная удельный тепловой поток, можно определить общее количество тепла, переданного за 1 ч через стенки поверхности   F, по формуле

                                                  Q = q·F                                                                 (3.13)

Из формулы (3.13) видно, что общее количество тепла, переданного через однослойную плоскую стенку, пропорционально удельному тепловому потоку и площади поверхности стенки F.

Рассмотрим теплопроводность плоской многослойной стенки, состоящей из n  материальных слоев, плотно прилегающих один к другому  (рис.29). Каждый слой имеет заданную толщину δi и коэффициент теплопроводности  λi. Многослойными являются, например, стены и перекрытия крупнопанельных и кирпичных зданий.                                                                    Рис.29. Теплопроводность многослойной плоской стенки                                                        

                                                                      

Рис.30. Распределение температуры по толщине однослойной цилиндрической стенки

 

При стационарном тепловом режиме тепловые потоки, проходящие через каждый слой из слоев стенки, одинаковы. Поэтому, пользуясь формулой (3.11) для каждого слоя, можно написать уравнения с учетом их толщин δi, коэффициентов  λi  и разности пограничных температур.

Преобразовав соответствующие равенства, сократив одноименные температуры с разными знаками, получим следующую формулу, определяющую удельный тепловой поток  проходящий через многослойную стенку:

                                                                                              τ1 – τ4

                                            q = ––––––––––––––––––  = ∆τ ∕ R,                           (3.14)

                                                                            δ1 ∕ λ1 + δ2 ∕ λ2 + δ3 ∕ λ4   

где  ∆τ – температурный перепад, т.е. разность температур наружных поверхностей стенки; R = R1 + R2 + R3 – общее термическое сопротивление многослойной стенки, равное сумме термических сопротивлений отдельных слоев стенки.

Температурное поле многослойной стенки изобразится ломаной линией, как это показано на рис.29. Угол наклона прямой, определяющей изменение температуры в каждом слое стенки, зависит от отношения dτ ∕ dδ = tg φ.

Тепловой поток  Q, Вт, через многослойную плоскую  стенку определяется по формуле

                                                                                        τ1 - τn+1

                                                      Q = ––––––––– ·F.                                                 (3.15)

Для расчета теплопроводности через однослойную цилиндрическую стенку, необходимо учитывать условие, что удельный тепловой поток q = Q ∕ F ≠const,  поскольку площадь F = 2πr·l, через которую проходит тепловой поток, зависит от радиуса.

Закон Фурье для теплового потока будет иметь вид:

                                                  q = – λ(dt/dr),                                                        (3.16)

 

или                                                                     Q = F·q =  – 2πrlλ(dt/dr).                                       (3.17)

 

разделим переменные:                                                   Q      dr

                                                 dt = – –––– · ––– .                                                   (3.18)

                                                                                        2πλl     r

 

Интеграл уравнения (3.18)

                                                                                      Q

                                                 t = ––––– ln (1/r) + С                                             (3.19)

                                                                                   2πλl

показывает, что распределение температуры по радиусу стенки подчиняется логарифмическому закону (рис.30). У внутренней поверхности,  где кривизна стенки больше, температура  меняется резче,  чем у наружной.

Интегрирование уравнения  (3.18) в определенных пределах (от tс1  до  tс2  и по радиусу от r1 до  r2)  дает зависимость для расчета теплового потока через цилиндрическую стенку :

                                                                           tс1  – tс2             tс1 – tс2

                                      Q = ––––––––––––– = –––––––– .                                    (3.20)

                                                                                   

Для многослойной цилиндрической стенки, уравнение теплового потока будет иметь вид:

                                                                                           tс1 – tс2

                                                  Q = ––––––––––                                             (3.21)

 

Отличие формулы  (3.21) от (3.15) заключается только в способе расчета термических сопротивлений отдельных слоев для плоской и цилиндрической стенок. Но и это различие существует только при больших отношениях наружного и внутреннего диаметров каждого слоя  dн/dв > 1,5. При меньших отношениях термические сопротивления отдельных слоев считаются как для плоских слоев многослойной стенки.

 

Конвективный теплообмен.

Тепловой поток  Q, Вт,  передаваемый при  конвективном теплообмене, определяется по формуле Ньютона

                                                  Q = αF(tж – τ),                                                         (3.22)

где  α – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2·К); tж – температура теплоносителя, °C;

τ – температура поверхности стенки, °C; F – поверхность соприкосновения теплоносителя со стенкой, м2.

Приняв  F = 1м2, получим плотность теплового потока  q, Вт/м2:

                                                  q = α(tж – τ).                                                             (3.23)

Из уравнения (3.23) можно определить разность температур  tж – τ  и температуру стенки  τ:

                                                   τ = tж – q 1/α,                                                           (3.24)

где  1/α – термическое сопротивление стенки при теплоотдаче соприкосновением.

Формулу (3.24) можно использовать как при теплоотдаче от жидкости или газа к стенке, так и при теплоотдаче от стенки к жидкости или газу. В обоих случаях принимается абсолютное значение разности температур.

Коэффициент теплоотдачи  α  представляет собой количества тепла, проходящего в единицу времени от жидкости (газа) к стенке (или наоборот) через  1м2  поверхности при разности температур жидкости и стенки 1°. В отличии от коэффициента теплопроводности  λ коэффициент теплоотдачи  α – очень сложная величина:

                                                   α = ƒ ( w, λ, μ, ρ, cp, β, tж, τ, Ф, l1, l2, l3….).

Для определения величины  α  для различных случаев конвективного теплообмена предложено несколько эмпирических формул, имеющих, однако, ограниченную область применения. Значительно лучшие результаты дает определение величины  α  на основе эксперимента с использованием критериев подобия – безразмерных соотношений параметров, характеризующих физический процесс.

                                                  αl

Критерий  Нуссельта,  Nu = ––– – характеризует интенсивность теплоотдачи

                                                  λ

на границе жидкость (или газ) – твердое тело и всегда является величиной искомой.

                                                  wlρ

Критерий  Рейнольдса,  Re = ––– – представляет собой отношение сил инер

                                                   μ

ции к силам внутреннего трения и характеризует гидродинамический режим движения жидкости.

                                              μсрg

Критерий  Прандтля,  Рr = –––– –  характеризует  физические  свойства газа

                                                 λ

(жидкости) и способность распространения тепла в жидкости (или газе).

                                                    gl3

4.  Критерий   Грасгофа,  Gr = ––– βΔt  – учитывает подъемные силы, возникаю

                                                     ν2

щие в жидкости (или газе) вследствие разности плотностей их частиц и вызывающие так называемую свободную конвекцию.

В общем случае конвективного теплообмена критериальная зависимость имеет вид

                                                 Nu = ƒ (Rе, Gr, Pr).                                                  (3.25)

Критерии  Rе, Gr, и Pr в этой зависимости являются определяющими критериями.

Применительно к вынужденному турбулентному движению жидкости (или газа) связь между критериями устанавливается следующим уравнением:

                                                  Nu = с(Rе)n(Pr)m.                                                     (3.26)

где  с, n, и m – соответственно коэффициент и показатели степени, устанавливаемые опытным путем.

Значения постоянных с и n в формуле (3.27)

 

Gr×Pr	1·10-3 ÷ 5·102	5·102 ÷ 2·107	2·107 ÷ 1·1013
с	1,18	0,54	0,135
n	0,125	0,25	0,333

 

Для условий внутренних поверхностей ограждающих конструкций отапливаемых зданий критерии подобия объединяются уравнением

                                                  Nu = 0,135(Gr Pr)0,333.                                             (3.27)

Для определения коэффициента теплоотдачи по уравнениям (3.26) и (3.27) подсчитывают числовое значение критериев, входящих в правую часть равенства, определяют критерий  Нуссельта и из него – коэффициент теплоотдачи.

 

3.5. Теплообмен излучением                                          

3.5.1. Основные определения

Тепловое излучение есть результат превращения внутренней энергии тел в энергию электромагнитных колебаний. При попадании тепловых лучей Qо на другое тело их энергия частично поглощается им QА (рис.31), снова превращаясь во внутреннюю тепловую энергию, частично отражается QR и часть проникает QD Тепловое излучение как процесс распространения электромагнитных волн характеризуется длиной волны  λ  и частотой колебаний ν.  При этом волны распространяются со скоростью света  с = 3·108 м/с, а  ν = с/λ.

 

 

Рис.31. Схема распределения лучистой энергии падающей на тело

 

На основании закона сохранения энергии получим для данного примера (рис.31) следующее выражение:

 

                                                  Qо = QA + QR + QD.                                                 (3.28)

 

Разделим обе части равенства на Qо, получим

           Qо/Qо = QА/Qо + QR/Qо + QD/Qо

 

или                                           1 = А + R + D,                                                         (3.28)

 

где  А –  поглoщательная способность тела; R – отражательная способность тела; D – пропускная способность тела.

В зависимости от конкретных физических свойств тела, его температуры и длины волны падающего излучения численные значения коэффициентов A, R и D могут быть различными, а в частных случаях и равными нулю.

Если  А = 1 (т.е. R = D = 0), то тело полностью поглощает все падающие на него тепловые лучи и называется абсолютно черным. Абсолютно черных тел в природе нет (т. е. А < 1). Свойствами, близкими к абсолютно черному телу, обладают нефтяная сажа (А = 0,9 – 0.96), вода и лед (А = 0,92 – 0,95), черное сукно (А = 0,98).

Если  R = 1 (т.е. А = D = 0), то тело полностью отражает падающие на него тепловые лучи. Такое тело называется зеркальным либо абсолютно белым. К числу тел, близких по свойствам к абсолютно белому телу, относится ряд металлов (золото, медь и др.). Для полированных металлов  R = 0,95 – 0,97. Белая оштукатуренная наружная поверхность стены хорошо отражает солнечные лучи.

Если  D = 1 (т.е. А = R = 0), то тело пропускает через себя все падающие на него лучи. Такое тело называется абсолютно прозрачным, например:  воздух, стекло и т.д.).

 

3.5.2. Закон  Стефана – Больцмана (1881г.). 

В технических расчетах закон Стефана – Больцмана используется в следующем виде:

                                                  Ео = Со (Т/100*К)4,                                                   (3.29)

где Со – коэффициент излучения абсолютно черного тела, равный  5,68 Вт/(м2·К).

Реальные тела, называемые обычно серыми, по интенсивности излучения отличаются от абсолютно черного тела, но закон  Стефана – Больцмана применим и к серым телам, если учесть степень черноты:

а = Е/Ео,

где Е – излучательная способность серого тела;  Ео – излучательная способность абсолютно черного тела.

Применительно к реальным телам закон  Стефана – Больцмана приобретает следующий вид:

                                                   Е = а Ео = а Со(Т/100)4 = С(Т/100)4,                      (3.30)

где  С = аСо  - коэффициент излучения реального тела.

Величина степени черноты  а  зависит главным образом от природы тела, температуры и состояния его поверхности (гладкая или шероховатая).

 

3.5.3. Закон Ламберта

По закону, установленному Ламбертом, максимальное излучение единицей поверхности происходит по направлению нормали к ней. Если Qn – количество энергии, излучаемое по нормали к поверхности, а  Qφ – по направлению, образующему угол  φ  с нормалью, то, по закону  Ламберта,

                                                  Qφ = Qn·соsφ.                                                           (3.31)

Таким образом, закон Ламберта определяет зависимость излучаемой телом энергии от ее направления.

 

3.5.4. Закон Кирхгофа

По закону Кирхгофа отношение излучательной способности  Е  к его поглощательной способности  А  для всех тел одинаково и равно излучательной способности абсолютно черного тела  Ео  при той же температуре и зависит только от температуры, т. е.

                                                  Е/А = Ео = ƒ(Т).                                                       (3.32)

Так как  Е/Ео = а, то для всех  серых тел  А = а, т.е. поглощательная способность тела численно равна степени его черноты.

 

3.5.5. Различные случаи теплообмена излучением

Рассмотрим случаи теплообмена излучением между двумя стенками, имеющими большую поверхность и расположенными параллельно на небольшом расстоянии одна от другой (рис.32), т.е. так, что излучение каждой стенки полностью попадает  на  противоположную. 

                            Рис.32.    Теполообмен        Рис.33. Теплообмен излучением   Рис.34. Теплообмен

                            излучением между двумя   между двумя телами, из которых  излучением при нали

                           параллельными стенками   одно находится внутри другого     чии экрана

 

Пусть температуры поверхности стенок постоянно поддерживаются равными  Т1  и  Т2  причем  Т1 > Т2, а коэффициенты поглощения стенок равны соответственно  А1  и  А2  причем  А1 = а1,  А2 = а2, т.е. коэффициенты поглощения и степени черноты соответственно равны. Для этого случая на основании закона Стефана – Больцмана получим  Q1-2, Вт:

                                                  Q1-2 = Спр [(Т1/100)4 – (Т2/100)4]·F,                        (3.33)

где  Спр – приведенный коэффициент излучения, Вт/(м2·К);

                                                                                                1

                                                 Cпр = –––––––––––– .                                            (3.34)

 1/С1+1/С2+1/С0

Здесь С1 и С2 – константы излучения тел, между которыми происходит процесс лучистого теплообмена.

Уравнение (3.33) можно использовать для расчета теплообмена излучением между телами, одно из которых имеет выпуклую форму и окружено поверхностью другого, т.е. в замкнутом пространстве (рис.33). Однако в этом случае приведенный коэффициент излучения рассчитывается по формуле

                                                                                                           1

                                                  Спр = ––––––––––––––––––––– ,                            (3.35)

                  1/С1+1/С2+F1/F2(1/С1-1/С0)

где  F1 и  F2 – поверхность первого и второго тел, участвующие в лучистом теплообмене.

При произвольном расположении тел (поверхностей), между которыми происходит теплообмен излучением  Q1-2, Вт, расчетная формула принимает вид

                                                 Q1-2 = Спр[(Т1/100)4 – (Т2/100)4]·F1·1-2.                  (3.36)

В данном случае  Спр = С1С2/Со, а коэффициент   (так называемый угловой коэффициент или коэффициент облучения) – величина безразмерная, зависящая от взаимного расположения, формы и размеров поверхностей и показывающая долю лучистого потока, которая падает на поверхность  F2  от всего потока, отдаваемого поверхностью  F1 лучеиспусканием.

В строительной практике иногда возникает необходимость уменьшить интенсивность теплообмена излучением. Одним из эффективных средств уменьшения интенсивности теплообмена служат защитные экраны (рис.34), выполненные из материалов с малой поглощательной и большой отражательной способностями  (никелированный лист, полированный тонкий лист алюминия).

 

Сложный теплообмен

Разделение теплопереноса на теплопроводность, конвекцию и излучение удобно для изучения этих процессов. В действительности очень часто встречается сложный теплообмен, при котором теплота передается двумя или даже всеми тремя способами одновременно.

Наиболее распространенным случаем сложного теплообмена является теплоотдача от поверхности к газу (или от газа к поверхности) . При этом теплота переносится конвекцией за счет контакта поверхности с омывающим ее газом и, кроме того, та же самая поверхность излучает и поглощает энергию, обмениваясь потоками излучения с газом и окружающими предметами. Преобладающим чаще бывает конвективный теплоперенос, поэтому в целом интенсивность сложного теплообмена в этом случае характеризуют суммарным коэффициентом теплоотдачи.

                                                  α = αк + αл.                                                               (3.37)

Обычно считают, что конвекция и излучение не влияют друг на друга. Коэффициент теплоотдачи конвекцией αк считают по формулам, приведенным в (3.4), а под коэффициентом теплоотдачи излучением αл понимают отношение плотности теплового потока излучением qл к разности температур поверхности и газа:

                                                  αл = qл/(tс – tг).                                                         (3.38)

Способы расчета теплового потока излучением qл изложены в (3.5.5).

Как видно из примера (10), даже при низких температурах вклад излучения в теплообмен между поверхностью и газом может быть значительным, особенно при низкой интенсивности теплоотдачи конвекцией. В ряде случаев влияние одной из составляющих коэффициента теплоотдачи можно пренебречь. Например, с увеличением температуры резко возрастает тепловой поток излучением, поэтому в топках паровых котлов и печей, где скорости течения газов невелики, а tг > 1000°C, можно считать  α = αл, и наоборот, при теплообмене поверхности с потоком капельной жидкости преобладающим будет конвективный теплообмен, т.е. α = αк.

Примечание: отдельно конвективный Qк и лучистый Qл тепловые потоки были определены в примерах 6 и 9; значение коэффициента теплоотдачи конвекцией также определен в примере 6.

 

Теплопередача

Часто приходится рассчитывать стационарный процесс переноса теплоты от одного теплоносителя к другому через разделительную стенку (35). Такой процесс называется теплопередачей. Он объединяет все рассмотренные нами ранее элементарные процессы. Вначале теплота передается от горячего теплоносителя  tж1 к одной из поверхностей стенки путем конвективного теплообмена, который  как это показано в (3.6) может сопровождаться излучением. Интенсивность процесса теплоотдачи характеризуется коэффициентом теплоотдачи  α1. 

 

Рис.35. Распределение температуры при передаче теплоты между двумя теплоносителями через плоскую стенку.

 

Затем теплота теплопроводностью переносится от одной поверхности стенки к другой. Термическое сопротивление теплопроводности  Rλ  рассчитывается по формуле, приведенной в  (3.3), в зависимости от вида стенки (плоская одно- многослойная, цилиндрическая одно- многослойная).

И, наконец, теплота опять путем конвективного теплообмена, характеризуемого коэффициентом теплоотдачи  α2  передается от поверхности стенки к холодной жидкости.

При стационарном режиме тепловой поток  Q во всех трех процессах одинаков, а перепад температур между горячей и холодной жидкостями складывается из трех составляющих:

между горячей жидкостью и поверхностью стенки. Согласно закону Ньютона

                                               tж1 – tс1 = Q/(α1F1) = Q·Rα1;                                   (3.39)

между поверхностями стенки:

                                               tс1 – tс2 = Q·Rλ;                                                       (3.40)

между второй поверхностью стенки F2 , площадь которой может быть отлична от  F1 (например, для цилиндрической стенки), и холодной жидкостью:

                                              t2 – tж2 = Q/(α2F2) = Q·Rα2.                                     (3.41)

Просуммировав левые и правые части выражений (3.39), (3.40) и (3.41), получим:

                                              tж1 – tж2 = Q·(),                          (3.42)

откуда

                                                                                        tж1 – tж2            tж1 – tж2

                                              Q = ———————— = ———— .                   (3.43)

                                                                                  1/α1F1+Rλ+1/α2F2          Rk

 

где  Rk  – суммарное  термическое сопротивление теплопередачи.

Согласно определению  k  и  R,  имеем

                                                                                          1/k=R=1/α1+δ/λ+1/α2  (3.44)

 

4. Тепловлажный режим зданий

4.1. Гигиенические основы отопления

Тепловой баланс организма человека слагается из тепла, вырабатываемого организмом и воспринимаемого им из внешней среды, и из расхода тепла, отдаваемого им во внешнюю среду.

Величина теплообразования в организме человека изменяется в зависимости от возраста, работы мышц и ряда других факторов. Второй элемент теплового баланса – теплопотери – находится  в прямой связи с микроклиматическими условиями помещения, с температурой, влажностью и скоростью движения воздуха, а также с температурой внутренних поверхностей ограждающих конструкций. Так,  если воздух помещения имеет низкую температуру, теплопотеря  организмом увеличивается и, наоборот, с повышением температуры воздуха – уменьшается.

Большое значение имеет температура поверхностей ограждающих конструкций, поскольку от этой температуры зависит теплопотеря организмом человека путем излучения. Этот вид теплопотери снижается при температуре поверхностей выше температуры воздуха.

Общая теплопотеря организмом взрослого нормально одетого человека в состоянии покоя и теплового комфорта составляет  115 – 130 Вт. В расчетах отопления и вентиляции теплопотеря принимается равной  ~ 115 Вт. Величина теплоотдачи излучением, по опубликованным данным, составляет  45 – 60% общей теплопотери.

Комплекс микроклиматических условий в помещении в зимнее время, гарантирующий нормальные теплопотери организмом человека, обеспечивается соответствующим способом отопления помещения. Отсюда видно, какую важную роль выполняют системы отопления в гигиеническом отношении.

 

4.2. Требования, предъявляемые к системам отопления 

Гигиенические исследования микроклимата помещений и того, как влияют изменения его отдельных компонентов на организм человека, позволили выработать определенные требования к системам отопления.

Основные требования к системам отопления:

Любая система отопления должна возмещать потери тепла помещением через все его теплоограждающие конструкции – наружные стены, наружные двери, окна, чердачное перекрытие и пол.

Система отопления должна независимо от колебаний наружной температуры воздуха поддерживать внутри помещений в зависимости от их назначения установленную гигиеническими нормами температуру.

 

Расчетные температуры, кратности или величины вентиляционных обменов в помещениях

Помещения	Расчетная температура в помещении, °С	Кратность или величина вентиляционного обмена
		вытяжка, м3/ч	приток
Жилая комната квартиры и общежития	18	3 на 1м2	-
Номер гостиницы	20	30 на одного человека	-
Кухня с газовой плитой	15	Не менее 60 при двухконфорочной плите, 75-при трехконфорочной, 90-при четырехконфорочной	-
Ванна индивидуальная	25	25	-
Совмещенный санитарный узел	25	50	-
Уборная индивидуальная	16	25	-
Уборная общая	16	50 на 1 унитаз и 25 на 1 писсуар	-
Лестничная клетка	16	-	-
Куритиьные в общественных зданиях	16	10	-
Помещения коммунальной бани:
вестибюль с гардеробом и кассой	18	-	2
раздевальная	25	2	2,5
мыльная	30	9	8

 

Температура внутреннего воздуха должна быть возможно равномерной как по горизонтали, так и в  вертикальном направлении. Температура считается равномерной, если в горизонтальном направлении от окон до противоположной стены разница температуры воздуха не превышает 2°C, а в вертикальном – 1°C на каждый метр высоты. 

Колебание  температуры   воздуха   в  течение суток не должно быть больше ± 3°C при печном отоплении и  ± 1,5°C – при центральном.

Внутренние поверхности ограждений (стены, потолок, пол) должны  нагреваться настолько, чтобы температура их приближалась к температуре воздуха помещения. Нормируемые величины температурного перепада между расчетной температурой внутреннего воздуха и температурой внутренних поверхностей ограждений приведены в табл.4.

Средняя  температура поверхности нагревательных приборов в жилых помещениях не должна превышать  85 °C. Она регламентирована и для приборов, установленных в помещениях другого назначения.

В жилых и общественных зданиях система отопления вместе с системой вентиляции должна обеспечивать поддержание относительной влажности  φ и скорости движения воздуха  w  в пределах гигиенических норм (φ = 40 – 60%, w = 0,15 – 0,25 м/с).

В производственных помещениях система отопления вместе с системой вентиляции должна обеспечивать нормальные условия работы и температурно-влажностный режим, задаваемый технологическим процессом производства.

Система отопления должна быть индустриальной в изготовлении и монтаже,   экономичной в эксплуатации и безопасной в пожарном отношении.

 

5. Потери тепла отапливаемыми помещениями  

5.1. Потери тепла через наружные ограждения

Для определения потерь тепла отдельными помещениями и зданиями в целом необходимо иметь следующие исходные данные:

- планы этажей и характерные разрезы по зданию со всеми строительными размерами;

- выкопировку из генерального плана с обозначением стран света и розы ветров;

- назначение каждого помещения;

- место постройки здания (название населенного пункта;

- конструкции всех наружных ограждений, обоснованные теплотехническим расчетом.

Потери тепла помещениями через ограждающие конструкции, учитываемые при проектировании систем отопления, разделяются на основные, условно называемые нормальными, и добавочные, которыми учитывается ряд факторов, влияющих на величину теплопотерь.

Основные теплопотери помещений  Q, Вт, слагаются из потерь тепла через отдельные ограждающие конструкции, определяемые по формуле

                                                    Q = Fk(tв – tн)n,                                                         (5.1)

где  F – площадь ограждающих конструкций, через которую происходит потеря тепла, м2;  k = 1/R – коэффициент теплопередачи данной ограждающей кострукции, Вт/(м2·К); tв – расчетная температура внутреннего воздуха,°C; tн – расчетная  температура  наружного  воздуха,°C;  n – поправочный коэффициент к расчетной разности температур (tв – tн)  приведен в табл.5.

Таким образом, чтобы определить потери тепла помещениями, необходимо знать величины  F, k, tв и  tн.

Коэффициент k  ограждающей конструкции определяют по формуле (3.44), а если она типовая, то  k  принимают по данным справочной литературы. Значения коэффициентов теплопередачи  k  для неутепленных полов на грунте приведены в табл.4.

 

Сопротивления теплопередаче  Rо  и коэффициенты теплопередачи  k  для неутепленных полов на грунте

 

 Значение поправочного коэффициента n  к расчетной разности температур

 

Расчетную площадь ограждающих конструкций F вычисляют с учетом линейных размеров, указанных на рис.36 (с точностью до 0,1м2). Длину наружных стен неугловых комнат измеряют между осями внутренних стен, а угловых – от осей внутренних стен до внешних поверхностей угла. Высоту наружных стен первого этажа измеряют в зависимости от конструкции пола. Если пол на грунте, то определяют расстояние от уровня чистого пола первого этажа до уровня чистого пола второго этажа. Если пол расположен над неотапливаемым подвалом, то измеряют отрезок от нижней плоскости конструкции пола первого этажа до уровня чистого пола второго этажа, а при поле на лагах – от уровня земли до уровня чистого пола второго этажа.

Высоту стен промежуточных этажей определяют по расстоянию между уровнем чистого пола соответствующих этажей, а верхнего этажа – от уровня чистого пола этого этажа до верха утепляющего слоя чердачного перекрытия.

Наружные световые проемы (окна, фонари) и двери измеряют по наименьшему размеру в свету.

Площадь перекрытия (чердачного и над неотапливаемым подвалом) измеряют по расстоянию между осями внутренних стен и от оси внутренней стены до внутренней поверхности наружных стен. Площадь пола, лежащего на грунте или лагах, вычисляют по зонам, представляющим собой полосы шириной 2м, условно проведенные параллельно наружным стенам. Для угловых помещений площадь первой зоны в углу наружных стен учитывают дважды.

 

Рис.36. Обмер наружных ограждений:

НС – наружная стена, ОD – окно двойное, П – пол, ПТ – потолок

 

 

 

Рис. 37. Схема к определению потерь тепла через полы и стены, заглубленные ниже уровня земли

Ι – первая зона; ΙΙ - - вторая зона; ΙΙΙ – третья зона; ΙV – четвертая зона

 

а) для Ι  зоны-полосы,  т.е. поверхности пола, расположенной на расстоянии до 2м в глубину помещений от наружной стены,  RΙн.п = 2,15 (м2·К)/Вт;

б) для ΙΙ зоны-полосы, т.е. для  следующих 2м от наружной стены, RΙΙн.п = 4,30 (м2·K)/Вт;

в) для  ΙΙΙ зоны-полосы, расположенной на расстоянии  4 – 6м в глубину помещений от наружной стены,  RΙΙΙн.п = 8,60 (м2·K)/Вт;

г)  для   ΙV  зоны-полосы (последней)  RΙVн.п = 14,2 (м2·K)/Вт.

Основная расчетная формула  при подсчете потерь тепла Qпл, Вт, через пол, расположенный на грунте, принимает следующий вид:

                           Qпл = (FΙ/RΙн.п + FΙΙ/RΙΙн.п + FΙΙΙ/RΙΙΙн.п + FΙV/RΙVн.п)·(tв – tн),               (5.2)

где  Fi – площадь соответственно зон-полос, м2; Riн.п – термическое  сопротивление отдельных зон-полос, (м2·K)/Вт; tв – tн – расчетная разность температур (та же, что и для наружных стен).

 

5.2. Добавочные потери

К добавочным потерям относятся:

- ориентация помещений по отношению к странам света;

- наличие двух и более наружных стен;

- поступление в помещение наружного воздуха через наружные двери и ворота;

- высота помещений;

- инфильтрация в помещения наружного воздуха через неплотности строительных конструкций.

1. На ориентацию по отношению к странам света (для вертикальных и наклонных наружных ограждений). Величина этой добавки принимается в соответствии со схемой, приведенной на рис.38. При определении потерь тепла помещениями имеющие ориентацию на страны света (рис.38) необходимо расчетное количество тепла  Qп  увеличить на проценты указанные в секторе.

 

 

Рис.38. Поправка на географическую ориентацию ограждений

 

2. На продуваемость помещений с двумя наружными стенами и более. Этот фактор, увеличивающий потери тепла через вертикальные ограждения (наружные стены, двери, окна), учитывается по общественным зданиям и по вспомогательным помещениям производственных зданий в размере 5% основных теплопотерь (в угловых помещениях жилых и подобных зданий повышают расчетную температуру внутреннего воздуха на  2°C и добавку не вводят).

3. На подогрев врывающегося холодного воздуха через наружные кратковременно открывающиеся двери, не оборудованные воздушными или воздушно тепловыми завесами, в  n-этажных зданиях добавки применяются в размере:

Для главных входов общественных зданий (включая гостиницы иобщежития) эта добавка принимается в 500% к основным потерям через входные двери.

4. На высоту помещений. При высоте помещений больше  4м расчетная величина теплопотерь через все ограждения с включением добавок увеличивается на  2%  на каждый метр высоты сверх  4 м, но не более  15%. В лестничных клетках зданий добавочные потери на высоту не учитываются.

5. На инфильтрацию наружного воздуха. Причинами инфильтрации воздуха через ограждения является тепловое давление, возникающее вследствие разности плотности холодного наружного и теплого внутреннего воздуха, и ветровое давление, создающееся в результате перехода у стен здания динамического давления ветра в статистическое.

Расход теплоты на нагревание инфильтрующегося воздуха Qи, Вт, определяется по формуле

                                                   Qи = 0.28 ∑Gi·с·(tв – tн)·β,                                        (5.3)

где  с – массовая  теплоемкость  наружного  воздуха,  принимаемая  равной           1 кДж/(кг·°C);  ∑Gi – суммарный расход инфильтрующегося воздуха, кг/ч, СНиП 2.04.05 – 91. «Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха»; β – коэффициент, учитывающий нагревание инфильтрующегося воздуха в ограждении встречным тепловым потоком (экономайзерный эффект), равный: 0,7 – для стыков панелей и окон с тройными переплетами, 0,8 – для окон и балконных дверей с раздельными переплетами и 1,0 – для окон с одинарными и спаренными переплетами;  0,28 – числовой коэффициент, приводящий в соответствие принятые размерности расхода воздуха, кг/ч, и теплового потока, Вт(0,28 = 1005/3600).

Для жилых зданий удельный расход воздуха нормируется в размере  3м3/ч  на 1м2 площади жилых помещений и кухни (см. табл.3). В общественных зданиях он должен определяться расчетом воздухообмена в помещениях.

 

5.3. Укрупненный расчет теплопотерь зданий

В строительной практике часто возникает необходимость выявить ориентировочные затраты тепла на отопление проектируемых зданий и сооружений, чтобы составить проектное задание по котельной, заказать основное оборудование и материалы, определить годовой расход топлива, рассчитать стоимость системы отопления и др.

Такой предварительный расчет  ∑Q, Вт, по теплоснабжению отдельных зданий, а иногда целого квартала или микрорайона производится по формуле

                                                   ∑Q = qо·Vн·(t´в – tн)·α,                                              (5.4)

где  qо – удельная тепловая характеристика здания (табл.6), Вт/(м3·К), показывающая расход тепла на отопление  1м3 эдания при  1°C расчетной разности температур;  α – коэффициент, учитывающий влияние на удельную тепловую характеристику местных климатических условий; значение этого коэффициента для жилых и общественных зданий дано в табл.7;  Vн – строительная кубатура отапливаемого здания, м3;  t´в – средняя температура воздуха в отапливаемых помещениях, °C.

 

Удельные тепловые характеристики жилых и общественных зданий qо, Вт/(м3·K)

 

Примечания: 1. В числителе приведена удельная тепловая характеристика для отопления, в знаменателе – для вентиляции. 2. Для жилых зданий, гостинец и общежитий удельная тепловая характеристика qо учитывает суммарный расход тепла на отопление и вентиляцию.

 

Поправочный коэффициент α  для жилых и общественных зданий

Формула (5.4) может быть использована и для определения ориентировочных теплопотерь отдельных помещений. В этом случае величина  qо принимается с поправочным коэффициентом, учитывающим планировочное расположение и этаж.

 

Поправочные коэффициенты к значениям qо

 

Теплотехническая оценка существующего или спроектированного здания может быть дана на основании удельной тепловой характеристики. С этой целью формула (5.4) используется в следующем виде:

                                                                                                ∑Q

                                                   qо = –––––––––––– ,                                                (5.5)

                                                                                    α·Vн·(t´в – tн)

где  ∑Q – максимальный часовой расход тепла на отопление здания, подсчитанный по точному методу, т.е. по основной расчетной формуле (5.1), с учетом добавочных потерь тепла.

 

6. нагревательные приборы систем центрального отопления 

6.1. Требования предъявляемые к нагревательным приборам

Устройства, предназначенные для передачи тепла в отапливаемое помещение от теплоносителя, называют отопительными приборами (далее О.П.).

О.П. должны удовлетворять теплотехническим, гигиеническим, технико-экономическим, архитектурно-строительным, монтажным и эксплуатационным требованиям.

Теплотехнические требования к О.П. сводятся к тепловой мощности приборов при прочих равных условиях (поверхность нагрева, перепад температур между поверхностью прибора и воздухом, расход теплоносителя, площадь стен и пола здания, занимаемая прибором).

Гигиеническим требованиям отвечают О.П. имеющие гладкую ровную поверхность, доступную для уборки пыли.

Архитектурно-строительные и монтажные требования к О.П. учитывают минимум полезной площади, занимаемой прибором, эстетически-оптимальный внешний види конструкцию, отвечающую тенденциям повышения производительности труда в условиях массового производства и монтажа О.П.

О.П. должны быть достаточно прочными и удобными для транспортировки.

Эксплуатационные требования своей целью ставят обеспечение комфортных условий в отапливаемых помещениях независимо от изменяющихся внешних условиях. Эти требования касаются регулируемости тепловой мощности О.П., их коррозийностойкости, гидравлических характеристик, прочности.

 

Рис.39. Регистры из стальных труб различного диаметра:

а – 32….40; б – 76…109 мм

Одновременное удовлетворение перечисленных выше требований практически невозможно, так как многообразие условий применения О.П. весьма велико.  Удовлетворение тех или иных специфических требований приводит к оптимальным решениям. Этим объясняется разнообразие типов О.П.

 

^{6.2. Разновидность отопительных приборов}

Классификация О.П. отражает различие их по способу передачи тепловой энергии (конвективный  или  радиационный теплообмен); материалу, из которого изготовлены приборы; высоте; динамическим характеристикам (безинерционные, малоинерционные, инерционные).

Регистры трубные из стальных труб (d = 32….100мм), соединенные на сварке, представлены на рис.39. Эти приборы обладают высокими теплотехническими и гигиеническими показателями. Коэффициент теплопередачи регистров из труб составляет  10,5…14 Вт/м2·°C. Они легко поддаются очистке от пыли.

Архитектурно-строительные и монтажные качества трубных регистров невысоки, так как эти приборы громоздки, неэстетичны, требуют применения ручного труда при изготовлении. Прочностные и монтажные характеристики этих приборов весьма высоки. Гладкотрубные регистры целесообразно прменять в производственных помещениях со значительным выделением пыли, а также для обогревания световых фонарей производственных зданий, обогрева теплиц и прочих сельскохозяйственных зданий.

Радиаторы – отопительные приборы, радиационная теплоотдача которых составляет значительную величину (25….50%). Радиаторы изготавливают из чугуна, стали.

Радиаторы чугунные (рис.40), наиболее распространенные О.П., состоят из отдельных элементов (секций), изготовленных методом литья из серого чугуна в специальные формы. Наиболее распространенные радиаторы М-140-АО.

     

 

Рис.40. Основные типы чугунных радиаторов, М-140-АО

 

Стальные радиаторы изготавливают панельного типа: штампованные колончатые, штампованные змеевиковые, листотрубные. На рис. 41 показан стальной штампованный колончатый радиатор типа. Он состоит из двух штампованных стальных листов толщиной  1,5 мм, сваренных по периметру и образующих два коллектора круглого сечения, соединяющиеся каналами прямоугольной формы. Между каналами листы соединены точечной сваркой.

 

 

Рис.41. Стальной  штампованный панельный радиатор и его установка

 

Стальные радиаторы рекомендуется применять при обработанной теплофикационной воде, корродирующее  действие которой незначительно.

Технические характеристики современных чугунных и стальных радиаторов представлены в табл.9. Тепловое напряжение металла – 0,29…0,36 Вт/кг·°C.

 

Технические  характеристики  современных радиаторов

 

Ребристые чугунные трубы  отливают из серого чугуна с круглыми ребрами со стороны контакта с воздухом)  (рис.42). Оребрение резко увеличивает поверхность нагрева воздуха. Теплоотдача этих нагревательных приборов конвекцией составляет  50%.

 

Рис.42. Ребристая чугунная труба

  

Технические характеристики чугунных ребристых труб

 

Теплотехнические показатели ребристых чугунных труб весьма высоки. Относительная простота изготовления и монтажа ребристых труб и их дешевизна способствует широкому распространению этих приборов в промышленном и сельскохозяйственном строительстве. Однако низкие гигиенические и эстетические качества ребристых чугунных труб делают их непригодными в гражданском и жилищном строительстве.

Конвекторы представляют собой О.П. с сильно развитой поверхностью контакта с воздухом. Что позволяет передавать в помещение не менее  75% тепловой энергии конвекцией. Конвекторы отвечают высоким технико-экономическим, архитектурно-строительным и монтажным требованиям. Тепловое напряжение металла у конвекторов наивысшее – 0,8…1,3 Вт/кг·°C.

Технические характеристики конвекторов представлены в табл.11, а общий вид на рис.43.

 

Технические характеристики отопительных приборов

 

 

Рис.43. Конвекторы: а – «Аккорд»; б – «Комфорт»; 1 – стальная бесшовная труба; 2 – оребрение; 3 – поворотный клапан; 4 – стальной кожух

 

Для сравнения приведем значения номинальной плотности теплового потока qном, Вт/м2, некоторых типов отопительных приборов:

Конвекторы хорошо встраиваются в интерьер жилых и общественных зданий, занимают мало полезной площади, просты в монтаже и эксплуатации, безинерционны.

Недостатком конвекторов являются трудности удаления пыли с ребристых поверхностей, необходимость выпуска большого числа типоразмеров конвекторов и некоторый перегрев верхней зоны помещения. Конвекторы выпускаются без кожуха 9типа «Аккорд») и с кожухом (типа «Комфорт», «Универсал»).

 

6.3. Выбор  и размещение нагревательных приборов 

При выборе вида и типа О.П. учитывают ряд факторов: назначение, архитектурно-технологическую планировку и особенности теплового режима помещения, место и продолжительность пребывания людей, вид системы отопления, технико-экономические и санитарно-гигиенические показатели прибора. Прежде всего исходят из основной области применения (см. табл.11), а также из соответствия санитарно-гигиенических показателей предъявляемым требованиям.

При повышенных санитарно-гигиенических, а также противопожарных и противовзрывных  требованиях, предъявляемых к помещению, выбирают приборы с гладкой поверхностью. Как уже известно, это радиаторы и гладкотрубные приборы. Чугунные радиаторы допускаются лишь с секциями простой формы (с гладкими колонками). Стальные панельные радиаторы и гладкотрубные приборы могут быть рекомендованы при менее строгом отношении к гигиене и внешнему виду помещения.

В гражданских зданиях чаще применяют радиаторы и конвекторы. В производственных – радиаторы и гладкотрубные приборы как более компактные приборы, обеспечивающие повышенную теплоотдачу на единицу их длины (табл.12).

В помещениях, предназначенных для кратковременного пребывания людей (менее 2 ч), можно использовать приборы любого типа, отдавая предпочтение приборам с высокими технико-экономическими показателями.

 

Относительная теплоотдача отопительных приборов

 

Нагревательные приборы системы центрального отопления размещают у наружных стен, преимущественно под окнами, так как это уменьшает холодные токи воздуха вблизи окон. Чтобы приборы меньше выступали в помещение, в стене часто делают ниши глубиной 130мм. При такой глубине коэффициент теплопередачи прибора принимают такой же, как и для прибора, установленного без ниши. На рис.44 показано несколько приемов установки О.П. в помещениях.

 

 

Рис.44. Способы размещения отопительных приборов:

а – в декоративном шкафу; б – в глубокой нише; в – в специальном укрытии; г – за щитом; д – в два яруса

 

Распространенное укрытие прибора декоративным шкафом, имеющим две щели высотой по 100мм (рис.44, а) теплотехнически нецелесообразно: теплоотдача прибора уменьшается на 12% по сравнению с открытой его установкой у глухой стены. В таком случае площадь О.П. должна быть увеличена на 12% (при тепловом расчете прибора это должно быть учтено введением поправочного коэффициента β4 = 1,12). Размещение приборов в глубокой открытой нише (рис.44, б) или одного над другим в два яруса (рис.44, д) уменьшает теплоотдачу на 5% (β4 = 1,05). Возможна, однако, скрытая установка приборов, при которой теплоотдача не изменяется (рис.44, в) или даже увеличивается (рис.44, г). В этих случаях не требуется увеличивать площадь прибора (β4 = 1,0)  или можно ее даже уменьшить (β4 = 0,9).

На теплопередачу О.П. влияет также их окраска. Например, при покрытии алюминиевой краской теплоизлучающая способность прибора снижается на 7 – 10%. Окраска цинковыми белилами и белой эмалью на теплопередачу влияние не оказывает. Нагревательные приборы размещают в помещениях так, чтобы в системе было наименьшее число стояков и ответвления к ним имели небольшую длину.

 

6.4. Определение поверхности нагревательных приборов 

Для поддержания в помещении требуемой температуры необходимо, чтобы количество тепла, отдаваемого О.П., установленными в помещении, соответствовало расчетным теплопотерям помещения.

Количество тепла  Q, Вт, отдаваемого прибором, пропорционально площади поверхности его нагрева  Fпр, м2, коэффициенту теплопередачи прибора  k и разности температур теплоносителя  tср  в приборе и омывающего его воздуха помещения  tв.

Исходя из этого, можно записать

                                                 Qрасч = Fпрk (tср – tв),                                                    (6.1)

откуда

                                                 Fпр = Qрасч/k (tср – tв).                                                   (6.2)

 

Коэффициенты теплопередачи некоторых О.П. при tср – tв = (95 + 70) – 18 = 64,5°C  и одинаковых расходах теплоносителя приведены в табл.9.

Расчетная плотность теплового потока отличается от номинальной плотности (табл.9), так как фактические условия теплопередачи отличаются от стандартных.

Расчетная плотность теплового потока отличается от номинальной плотности (табл.9), так как фактические условия теплопередачи отличаются от стандартных, поэтому, для расчета используется экспериментальная формула (6.3).

                                               qпр = qном·(Δtср/70)1+n ·(Qпр/360)р,                             (6.3)

где n и р– экспериментальные показатели, согласно таблице.

 

Значение показателей  n  и  р  для определения расчетной плотности

теплового потока отопительных приборов

 

При учете дополнительных факторов, влияющих на теплопередачу приборов, как: охлаждение воды в трубах – β1; способ подводки теплоносителя к прибору – β2; поправочный коэффициент на число секций в приборе – β3; способ установки приборов –  β4 (см. рис.44), формула (6.2) примет вид: 

                                                                                          Qрасч

                                                 Fпр = ––––––––––– ·β1·β2·β3 ·β4.                                 (6.4)

                                                                                       k·(tср – tв)

где      qном – номинальная плотность тепловых  потоков О.П., полученная экспериментальным путем при стандартных условиях. Этими условиями  являются: температура воды на входе в прибор tвх = 105°C и на выходе из него tвых = 70°C; температура воздуха в помещении  tв = 18°C; расход теплоносителя – вода в приборе 360 кг/ч; схема питания О.П. сверху вниз; установка прибора без каких-либо ограждений.

Тогда, уравнение определяющее расчетную площадь прибора будет иметь вид

                                                Fпр = (Qпр/qпр)·β1 β2.                                                    (6.5)

 

Значение коэффициента β1, учитывающего охлаждение воды в трубопроводах систем водяного отопления с искусственной циркуляцией

Число этажей в здании	Значение β1 для рассчитываемого этажа при прокладке трубопровода
	скрытой						открытой
Однотрубные системы с верхней разводкой
2 3 4 5 6	1,04 1,05 1,05 1,05 1,06	1,04 1,04 1,05	1,04				1,03 1,04 1,04 1,04 1,05	1,03 1,03 1,04	1,03
Двухтрубные системы с верхней разводкой
2 3	1,05 1,05	1,04					1,05 1,05	1,03
Двухтрубные системы с нижней разводкой
2 3 4 5 6	- - - - -	1,03 - - - -	1,03 1,03 1,03 -	1,05 1,03 1,03	1,05 1,03	1,05	- - - - -	1,05 - - - -	1,05 1,05 1,05 -	1,1 1,05 1,05	1,1 1,05	1,1

 

Коэффициент  β2,  учитывающий способ подводки теплоносителя к нагревательному прибору

 

Коэффициент, учитывающий число секций в приборе, β3, принимается равным: при числе секций в приборе до пяти – 0,95; от 5 до 10 – 1, от 11 – 20 – 1,05, более 20 – 1,1; или определяется следующей формулой

                                                β3 = 0,92 + 0,16/Fпр.                                                    (6.6)

При учете теплопоступлений к О.П. от трубопроводов, проходящих в помещении, необходимо учитывать теплоотдачу от наружных поверхностей неизолированных трубопроводов в помещение, Qтр, Вт, и  расчетное количество тепла  Qрасч  уменьшить на величину  Qтр.  

Теплопередача неизолированными трубопроводами определяется по формуле

                                                  Qтр = πdн·l·k·b·(tг – tв),                                               (6.7)

где  dн – наружный диаметр неизолированного трубопровода, м; l – длина трубопровода в помещении, м; b – поправочный коэффициент, учитывающий месторасположения труб, равный 1 – для подводок к приборам и соединения; 0,5 – для вертикальных труб (стояков); 0,75 – для обратных горизонтальных труб у пола помещения; 0,25 – для подающих труб под потолком; коэффициент теплопередачи гладких труб, Вт/(м2·°К); tг – расчетная температура теплоносителя в трубопроводе,°C    

Площадь поверхности нагрева Fпр приборов, экм (эквивалентный квадратный метр) с учетом поправок определяется по формуле

                                                                                       Qрасч·β1 ·β4

                                                 Fпр = ––––––––––––– - Fтр,                                        (6.8)

                                                                                             qэкм

где  qэкм – теплоотдача  1 экм, (Вт/экм).

Эквивалентным квадратным метром считается, площадь нагревательной поверхности прибора с теплоотдачей  506 Вт (435 ккал/ч) при разности средней температуры теплоносителя и воздуха  64,5°C и относительном расходе теплоносителя воды в приборе  Gотн = 1,0.

Теплоотдачу  1 экм  qэкм, Вт/экм, определяют по формуле

                                                qэкм = 9,28 (Δtт – 10) ·β2·z,                                          (6.9)

где  Δtт – разность средних температур теплоносителя в нагревательном приборе и окружающего воздуха, град;   z – поправочный коэффициент, зависящий от схемы подачи воды в прибор (для схемы «сверху – вниз» z = 1; «снизу – вниз» z = 0,9 и при схеме подачи «снизу – вверх»  z = 0,78);   9,28 – коэффициент теплопередачи при  tср – tв = 64,5°C, Вт/(м2·К).

Величина Fтр, экм, определяется по формулам:

                                для труб d ≤ 32мм       Fтр = 1,78πdнlб;                                (6.10)

  

                                для труб  d > 32мм      Fтр = 1,56πdнlб.                                (6.11)

где  lб – большая длина трубопровода,м.

После определения  Fэкм  число секций в радиаторах определяется по формуле

                                      n = (Fэкм·β4)/( ƒэкм)·β3,                                                          (6.12)

где  ƒэкм – площадь поверхности нагрева одной секции радиатора, принятого к установке, экм (см. табл.9).

При округлении числа секций в радиаторе до целого числа расчетную площадь поверхности нагрева можно уменьшить не более чем на 0,1 экм.

---

Пример 11

Определить число секций чугунного радиатора  МС-140-98, установленного под окном (без ниши) в угловой комнате на первом этаже двухэтажного жилого дома. Система отопления двухтрубная, водяная с верхним расположением подающих магистралей с принудительной циркуляцией.

Дано: расчетные температуры: в подающей магистрали на вводе tвх = 95°C, в обратной магистрали – tвых = 70°C, воздуха в помещении – tв = 20°C. Теплопотери помещения составляют  Qо = 1737 Вт.

Решение.

Вычисляем величину расчетной тепловой мощности О.П. по (6.1)

Qпр = Qо  ·95 = 1737 ·0,95 = 1650Вт.,

где 0,95 – снижение мощности О.П. за счет нагрева помещения открытыми трубопроводами (величина рекомендуемая).

Определяем расход воды в О.П., приняв значение удельной массовой теплоемкости воды  с = 4187 Дж/(кг·К),  β1 из табл.14, а β2 из табл.15

                                                   Qпр·β1·β2·3600           1650· 1,05· 1,02·3600

G = ––––––––––––––– =  –––––––––––––––––––– = 60,77кг/ч.

                                                         с (tвх – tвых)                   4187·(95 – 70)

Находим номинальную плотность теплового потока чугунного радиатора МС-140-98 по табл. 9 – 725 Вт/м2.

Определяем расчетную плотность теплового потока отопительного прибора в зависимости от средней разности температур (6.3)

qпр = 725 (62,5/70)1+ 0,3 = 622,8Вт/м2.

Вычисляем требуемую величину поверхности нагрева О.П., согласно фрмуле (6.5),м2

Fпр = (1650×1,05×1,02)/622,8 = 2,84.

Определяем число секций чугунного радиатора  МС-140-98, требуемого для установки, согласно формуле (6.12), приняв площадь одной секции по табл.9 ƒ = 0,24м2, значение β4 принимаем согласно рис.44 β4 = 1,0 и β3 по формуле (6.6)

β3 = 0,92 + 0,16/2,84 = 0,97,

n = (2,84×1,0)/(0,24×0,97) = 12,2 щт.

К установке принимаем  13 секций

---

 

7. Системы водяного отопления с естественной и принудительной циркуляцией  

7.1. Устройство и  принцип действия отопления с естественной циркуляцией

Область применения системы с естественной циркуляцией воды (гравитационной) в настоящее время, как уже известно, ограничена. Ее используют для отопления отдельных жилых квартир, обособленных зданий (особенно в отдаленной сельской местности), зданий при не налаженном снабжении электрической энергией. Гравитационную систему применяют также в зданиях, в которых недопустимы вызываемые циркуляционными насосами и высокими скоростями воды шум  и вибрация конструкций (например, при точных измерениях).

Система с естественной циркуляцией воды может быть устроена для отопления верхних помещений высоких зданий (технический этаж при кондиционировании воздуха).

Ограничение области применения связано с тем, что для циркуляции воды используется различие в гидростатическом давлении в вертикальных частях системы, которое только в высоких зданиях достигает значений, соизмеримых с давлением, создаваемым насосом.

В малоэтажных зданиях гравитационная система имеет следующие недостатки по сравнению с насосными системами (принудительная циркуляция):

- сокращенный радиус действия (до 20м по горизонтали), обусловленный небольшим циркуляционным давлением;

- повышение первоначальной стоимости (до 5...7% стоимости небольших зданий) в связи с применением труб увеличенного диаметра;

- увеличение расхода металла и затраты труда на монтаж системы;

- замедленное включение в действие из-за большой теплоемкости воды и низкого циркуляционного давления;

- повышенная опасность замерзания воды в трубах, проложенных в неотапливаемых помещениях.

Вместе с тем гравитационная система отопления обладает достоинствами, определяющими в отдельных случаях ее выбор:

- относительная простота устройства и эксплуатации;

- независимость действия от снабжения электрической энергией;

- низкая скорость движения теплоносителя, отсутствие циркуляционных насосов и соответственно шума и вибраций;

- сравнительная долговечность (при правильной эксплуатации система может действовать 35…40 лет и более без капитального ремонта);

- улучшение теплового режима помещений, обусловленное действием с количественным саморегулированием.

Особенности конструкции гравитационной системы:

Гравитационная система для улучшения циркуляции воды устраивается с верхним расположением подающей магистрали.

Расширительный бак в гравитационной системе присоединяется непосредственно к теплоизолированному главному стояку для непрерывного удаления воздуха из системы через бак в атмосферу.

Подающая магистраль прокладывается, как правило, под потолком верхнего этажа без тепловой изоляции с увеличенным уклоном для сбора воздуха против направления движения воды к точке присоединения расширительного бака.

Приборные узлы выполняются для обеспечения движения воды в отопительных приборах по схеме «сверху-вниз» с целью повышения коэффициента теплопередачи приборов.

Однотрубные стояки устраивают с замыкающими участками у приборов для уменьшения потерь давления при движении воды через приборные узлы.

На рис.45 изображена принципиальная схема гравитационной системы водяного отопления с верхней разводкой и теплообменником, который применяют при независимом присоединении системы к наружным теплопроводам.

 

7.2. Основные схемы отопления с естественной циркуляцией

 

 

Рис.45. Схема гравитационной системы водяного отопления:

1 – теплообменник (или теплогенератор-водогрейный котел); 2,3 – наружные, соответственно, подающий и обратный теплопроводы; 4 – главный стояк; 5 – открытый расширительный бак; 6 – подающая магистраль; 7 – отопительный прибор; 8 – наполнительно-подпиточная труба; 9 – обратный клапан

 

Наполнение и подпитка системы делается деаэрированной водой из наружной сети без насоса. При местн6ом теплоснабжении теплообменник заменяется котлом. Наполнение и подпитка при этом осуществляется из наружного водопровода, а при его отсутствии путем ручной заливки воды в расширительный бак. Подробные схемы стояков даны на рис.46.

 

Рис.46. Схема вертикальной двухтрубной системы водяного отопления: а – с верхней разводкой подающей магистрали; б – с нижней разводкой обеих магистралей; 1 и 2 – подающие (Т1) магистрали; 3 и 4 – соответственно подающие и обратные части стояков; 5 – отопительные приборы; 6 – краны типа КРД; 7 – главный стояк (Г.ст); 8 – открытый расширительный бак; 9 – воздушная линия; 10 – воздушные краны; 11 – соединительная труба расширительного бака; 12 – циркуляционный насос

 

 

Рис. 47. Кран двойной регулировки шиберный – КРДШ

 

 

Рис.48. Кран двойной регулировки типа «Термис».

 

 

Рис.49. Кран регулирующий с дросселирующим устройством

 

 

 

Рис.50. Кран регулирующий трехходовой типа КРТП

 

На рис.51 представлена схема действия трехходового крана при движении воды по однотрубному проточно-регулируемому стояку снизу вверх. Если заслонка закрывает отверстие в кране, обращенное к обходному участку (рис. 51,а), то вода из стояка целиком протекает в подводку и далее через прибор. Это положение заслонки соответствует расчетному, а следовательно, и монтажному положению при сдаче однотрубной системы в эксплуатацию. Промежуточное положение заслонки в корпусе трехходового крана при проведении эксплуатационного регулирования теплопередачи показано на рис.51,б, и положение заслонки при выключении прибора–на рис. 51,в. На заслонке имеется выступ, входящий в выемку на дне корпуса крана (см. рис.50), ограничивающий поворот заслонки только на 90°. Положение заслонки в корпусе в эксплуатационных условиях соответствует положению дуговой стрелки, нанесенной на крышку крана.

 

 

Рис.51. Регулирование расхода воды в отопительном приборе треххдовым краном см. рис.50

 

 

 

Рис.52. Расширительный сосуд

 

Расширительный сосуд представляет собой металлическую емкость цилиндрической формы со съемной крышкой и патрубками для присоединения следующих труб: соединительной  d1; контрольной  d2, выведенной к раковине в котельной для наблюдения за уровнем воды; переливной  d3 для слива избытка воды при  переполнении расширительного сосуда; циркуляционной  d4, соединяющей расширительный сосуд с обратным магистральным трубопроводом для предотвращения замерзания воды в расширительном сосуде и в соединительной трубе. Возможно устройство световой или электрической сигнализации уровня воды в сосуде.

На соединительных и переливных трубах нельзя устанавливать какую-либо запорную арматуру. На контрольной трубе кран устанавливается перед раковиной, что необходимо для периодической проверки уровня воды в расширительном сосуде.

Полезная вместимость  Vр.с расширительного сосуда определяется по формуле

                                              Vр.с = α·Δt·Vс,                                                                 (7.1)

где  α – коэффициент объемного расширения воды, равный 0,0006;  Δt – изменение температуры воды в системе отопления;  Vс – объем воды, заполняющей систему, л.

При параметрах теплоносителя  95 - 70°C  и температуре воды при заполнении системы перед пуском в эксплуатацию равной  8°С Δt = (95 +70)/2 – 8 = 74,5, тогда

                                                Vр.с = 0,0006·74,5 = 0,045·Vс.                                      (7.2)

Полезную вместимость расширительного сосуда следует считать от контрольной до переливной трубы. Объем воды в системе принимается исходя из следующих определений: на основании опытных данных в среднем на каждые 1000Вт тепловой мощности системы при графике 95 – 70°C, т.е. при Δt = 25 на отдельные элементы системы приходится следующий объем воды 1) чугунные радиаторы – 10 – 12 л; 2)бетонные панели – 2л; 3) ребристые трубы – 6л; 4) штампованные панели – 6л; 5) конвекторы – 0,8л; 6) на трубопровод при естественной циркуляции 16л; 7) соответственно, при искусственной циркуляции – 8л; 8) котлы чугунные секционные – 3л.

Расширительный сосуд устанавливают в наивысшей точке системы отопления, обычно на чердаке здания. Поверхности его покрывают тепловой изоляцией. Расширительный сосуд рекомендуется устанавливать вблизи главного стояка, чтобы соединительная труба была возможно короче. Для обеспечения циркуляции воды в РС циркуляционная труба должна присоединяться к обратному магистральному трубопроводу на расстоянии 1,5 – 2м от места присоединения соединительной трубы.

Размеры расширительного сосуда (РС) и диаметры труб, присоединяемых к нему, принимаются по таблице.

 

Размеры расширительных сосудов и диаметры труб

 

7.3. Водяные системы теплоснабжения с искусственной циркуляцией

Водяные системы различают по числу теплопроводов, передающих воду в одном направлении, - одно-, двух-, трех-, четырех- и  многотрубные.

Отнотрубная система может быть применена в том случае, если теплоноситель полностью используется у потребителей и не должен возвращаться в районную котельную или на ТЭЦ. Примером такой системы может служить централизованное снабжение горячей водой на бытовые цели (ГВС).

Двухтрубные системы с тепловой сетью, состоящей из двух теплопроводов – горячего и обратного, являются самыми распространенными.

Соединение двухтрубной системы теплоснабжения на нужды отопления и вентиляции с однотрубной системой горячего водоснабжения приводит к трехтрубной системе теплоснабжения.

Если система горячего водоснабжения имеет также двухтрубную систему, с целью создания циркуляции в системе ГВС, то совместная работа двухтрубной системы отопления и ГВС образуют четырехтрубную систему.

Водяные системы теплоснабжения по способу присоединения систем ГВС разделяются на две группы: закрытые и открытые. В закрытых системах теплоснабжения (рис.53) вода, циркулирующая в тепловой сети, используется в качестве греющей среды, т.е. как теплоноситель, но из сетей не разбирается

 

Рис.53.Двухтрубная закрытая система теплоснабжения

I – подающий теплопровод; II – обратный теплопровод;

А - схема присоединения систем отопления зависимая; Б - схема присоединения систем отопления зависимая: 1 – прямой теплопровод к тепловому узлу потребителя; 2 – обратный теплопровод от потребителя; 3 – элеватор; 4 – смешанная вода; В-схема присоединения систем отопления зависимая: 1 – насос; Г-независимое присоединение отопительной системы: 1 – вода от сети к подогревателю; 2 – вода в обратную сеть от подогревателя; 3 – подогреватель; 4 – циркуляционный насос. Д-независимое присоединение системы отопления: 1 – подогреватель; 3 – аккумулятор горячей воды

 

 

Рис.54. Водоводяной подогреватель

1 вход воды из тепловой сети; 2 – входная и выходная камеры; 3 – выход воды в тепловую сеть; 4 – вход нагреваемой воды; 5 – корпус секций; 6 – трубки поверхности нагрева; 7 – трубная решетка; 8 – переходной калач; 9 – линзовый компенсатор; 10 выход горячей воды

 

Конструкция водоподогревателя приведена на рис.19. Он представляет собой несколько корпусов из труб диаметров 50 – 500 мм, соединенных между собой. В корпусе находится пучок латунных трубок диаметром  16/14 мм. Греющая вода из сети проходит внутри трубок, а нагреваемая – между трубок.

Основными недостатками закрытых систем являются:

- усложнение оборудования тепловых пунктов;

- коррозия в системах горячего водоснабжения;

- выпадение накипи в подогревателях при повышенной жесткости водопроводной сети (удорожание системы в связи с установкой устройств очистки водопроводной воды).

Открытая двухтрубная водяная система теплоснабжения представлена на рис.55. Вода с ТЭЦ (или районной котельной) поступает к потребителям по теплопроводу I. Обратная вода подается по теплопроводу II.

 

 

Рис.55. Схема открытой водяной двухтрубной системы

 

Системы отопления (узлы А, Б, и В) присоединяются к тепловой сети по тем же схемам, что и при закрытой системе. Принципиально иные схемы присоединения систем горячего водоснабжения представлены на узлах Г и Д. По трубам 1 и 5 вода из тепловой сети может поступать к смесителю 2, а от него по трубе 3 – к кранам системы горячего водоснабжения. Для исключения возможности перетекания воды из подающего в обратный теплопровод устанавливается обратный клапан 4. При помощи смесителя возможно регулирование температуры воды. поступающей в систему горячего водоснабжения, которая должна быть неизменяемой и равной 50 - 65ºС.

Основной особенностью открытых систем теплоснабжения являются отсутствие на тепловых пунктах подогревателей ГВС и непосредственный водоразбор воды из тепловой сети на ГВС.

В противовес закрытым системам, для которых величина подпитки не превышает 0,25% (нормированная) от объема циркулирующей в трубопроводах жидкости  1 – 2% (действительная), в открытых системах – соответственно 15 – 20% (нормированная) и 30 – 40% (действительная).

К недостаткам открытых систем теплоснабжения можно отнести усложнение и увеличение объема  водоподогревательных  установок на ТЭЦ и в районных котельных, увеличение характеристик сетевого оборудования на теплоисточниках, снижение оперативности в определении утечек из теплопроводов.

В системах водяного отопления с искусственной циркуляцией принимают особые меры для удаления из них воздуха и обеспечения во всех точках трубопровода избыточного давления. Последнее необходимо, чтобы предотвратить вскипание воды в трубопроводе системы и изменения=е количества воды, протекающей в различных циркуляционных кольцах системы.

Для нормальной работы системы отопления с искусственной циркуляцией расширительный сосуд обычно присоединяют к сети у всасывающего патрубка насоса.

Способы удаления воздуха из систем водяного отопления с искусственной и естественной циркуляцией неодинаковы. В системе водяного отопления с искусственной циркуляцией скорость движения воды обычно больше скорости всплывания воздушных пузырьков, равной 0,2 м/с, и пузырьки воздуха не могут двигаться в направлении, противоположном потоку воды. Поэтому в таких системах разводящие магистральные трубопроводы прокладывают с подъемом к крайним стоякам и в высших точках системы устанавливают воздухосборники.

Некоторые конструкции воздухосборников показаны на рис.56. Для выпуска воздуха из воздухосборников устанавливают кран, который в процессе эксплуатации системы периодически открывают.

В практике монтажа систем отопления используют в основном типовые воздухосборники. Наибольшее распространение получили горизонтальные проточные воздухосборники, так как в них воздух отделяется гораздо лучше, чем в других конструкциях, и они хорошо могут быть защищены от замерзания, рис.57.

Воздухосборники на концевых участках горячих магистралей, т.е. у дальнего стояка, снабжаются автоматическими  воздухоотводчиками. Они служат для непрерывного удаления воздуха из системы.

 

Рис.56. Схема установки воздухосборников и воздухоотводчиков: а – с горизонтальным проточным воздухосборником; б – с вертикальным непроточным воздухосборником; в – автоматический восдухоотводчик; г – непроточный воздухосборник; 1 – верхняя магистраль; 2 – восдухосборник; 3 – автоматический воздухоотводчик; 4 – запорный кран; 5 – ручной воэдуховыпускной кран; 6 – воздушная линия; 7 – поплавок

 

 

Рис.57. Проточные воздухосборники: а – вертикальный на главном стояке; б – горизонтальный на верхней магистрали; 1 – главный стояк; 2 – магистрали; 3 – труба Dу 15(с краном) для выпуска воздуха; 4 – муфта Dу15 для воздуховыпускной трубы; 5 – муфта Dу15 с пробкой для удаления грязи

 

7.4. Подбор и установка циркуляционных насосов

В системе водяного отопления с искусственной циркуляцией кроме насоса для заполнения ее водой и подпитки в процессе эксплуатации устанавливают так называемые циркуляционные наосы для перемещения воды по трубам.

Наибольшее применение в системах отопления зданий получили насосы центробежного типа (рис.59), хотя для отопления небольшого здания от котельной, расположенной в его габаритах, более пригодны диагональные насосы (рис.58), которые вполне обеспечивают требуемое давление и соответствуют производительности. В системе водяного отопления, как правило, устанавливают два циркуляционных насоса, включаемых поочередно. Таким образом, один насос всегда является резервным.

Одноступенчатые насосные установки могут быть оборудованы насосами консольного типа – типа К (рис.48).

 

Рис.58. Схема консольного насоса одностороннего всасывания типа К

1 – крышка корпуса; 2 – корпус; 3 – сменное уплотняющее кольцо; 4 – рабочее колесо; 5 – шпонка и гайка; 6 – сальник; 7 – сменная защитная втулка; 8 –грундбукса; 9 – вал насоса; 10 – опорный кронштейн; 11 – шарикоподшипники

 

Данный тип насосов предназначен для подачи чистой воды и других малоагрессивных жидкостей. Рабочие колеса одностороннего всасывания  подвержены воздействию осевой силы, которая направлена в сторону входа жидкости в рабочее колесо. Осевая сила возникает из-за того, что расположенная против входного сечения колеса площадь F = πD12/4 передней стороны заднего диска находится под действием давления всасывания  р1, а также по величине площадь задней стороны этого диска – под давлением нагнетания  р2.

Широкое применение в энергетики получили одноступенчатые насосы двухстороннего всасывания. Основной принцип заложенный в конструкции данного насоса – это эффективный способ разгрузки ротора. Применение насосов с колесами двухстороннего всасывания – типа Д (рис.49), у которых благодаря симметрии не возникает осевого усилия. У этих насосов имеется раздваивающийся полуспиральный подвод. В рабочем колесе эти потоки соединяются и выходят в общий спиральный отвод. Разъем корпуса насоса горизонтальный. Вал насоса защищен от износа закрепленными на валу сменными втулками. Сальники, уплотняющие подвод насоса, имеют кольца гидравлического затвора. Радиальная нагрузка ротора воспринимается подшипниками скольжения. Для фиксации вала в осевом направлении и восприятия осевого усилия, которое может возникнуть при неодинаковом изготовлении или износе одного из уплотнений рабочего колеса, в левом подшипнике имеются радиально-упорные шарикоподшипники.     

 

Рис.59. Одноступенчатый насос двухстороннего всасывания

1 – рабочее колесо; 2 – гидравлическое кольцо; 3 – корпус; 4 – подшипник

 

Для подбора циркуляционного насоса необходимо знать требуемую его подачу и расчетное давление. Требуемая подача насоса Vнас, м3/ч, определяется тепловой нагрузкой обслуживаемой системы отопления  ∑Q,Вт, и перепадом температуры воды  tг –tо:

                                                                                         3,6·α·∑Q

                                                 Vнас = ––––––––––– ,                                                  (7.3)

                                                                                     c·(tг – tо)·ρ70

где  α – коэффициент запаса, учитывающий бесполезные потери тепла (α = 1,1 – 1,2);  c – теплоемкость воды, кДж/(кг·К);  ρ70 – плотность воды при температуре 70°С;  3,6 – коэффициент перевода единиц Вт в кДж.

Давление, создаваемое циркуляционным насосом, должно быть достаточным для преодоления всех сопротивлений движению воды в системе и принимается по потерям давления в самом невыгодном циркуляционном кольце за вычетом минимального естественного давления:

                                                  рнас = ∑(R·l + z) – ре.мин.                                             (7.4)

Требуемое давление насоса для систем отопления отдельных зданий обычно не превышает  12кПа.

Насосы подбираются по их рабочим характеристикам, которые приведены в справочниках и в каталогах заводов-изготовителей. При подборе необходимо иметь в виду следующие закономерности.

1. Подача насоса изменяется пропорционально его числу оборотов:

                                                 V1/V2 = n1/n2                                                                (7.5)

2. Давление , развиваемое насосом, изменяется  пропорционально отношению квадратов чисел его оборотов:

                                                  Р1/Р2 = n21/n22.                                                            (7.6)

3. Расходуемая мощность насоса изменяется пропорционально отношению чисел его оборотов в третьей степени

                                                 N1/N2 = n31/n32.                                                           (7.7)

Потребная мощность электродвигателя N, кВт, для циркуляционного насоса определяется по формуле

                                                                                   Vнас·рнас

                                                 N = –––––––––– .                                                       (7.8)

                                                                                   3600·ηнас

Установочная мощность электродвигателя принимается

                                                   Nуст = α·N,                                                                 (7.9)

где  α – коэффициент запаса, принимаемый в зависимости от мощности электродвигателя согласно табл.17.

 

Значения коэффициента α

 

7.5. Системы водяного отопления, присоединяемые к тепловой сети через элеватор

Присоединение системы отопления к тепловой сети через элеватор имеет пока еще большое применение. Так присоединяют все ранее рассмотренные системы: однотрубные и двухтрубные, с верхней и нижней разводкой, тупиковые и с попутным движением воды.

Промышленность выпускает водоструйные элеваторы чугунные и стальные. Наиболее широкое распространение получили стальные элеваторы типа ВТИ Мосэнерго (рис.60). Основными частями каждого типа элеватора являются конусообразное сопло, камера всасывания, горловина и диффузор. Высокотемпературная вода, поступающая из тепловой сети в сопло элеватора, на выходе имеет большую скорость движения, за счет которой в камере всасывания давление становится значительно ниже, чем в обратной магистрали системы отопления. В результате этого охлажденная вода из системы по патрубку поступает в элеватор и смешивается с водой тепловой сети. В диффузоре скорость движения смешанной воды снижается, а давление повышается до величины, обеспечивающей циркуляцию воды в системе отопления. Система водяного отопления, непосредственно присоединенная к тепловой сети через водоструйный элеватор, показана на рис.53,б. Принципиальная схема теплового пункта с элеватором приведена на рис.61.

Основной расчетной характеристикой для элеватора служит так называемый коэффициент смешения q', представляющий собой отношение массы подмешиваемой охлажденной воды Сп к массе воды Сс, поступающей из тепловой сети в элеватор:

                                                  q' = Сп/Сс = (t1 – t2)/(t2 – t3),                                    (7.10)

где  t1 – температура воды поступающей в элеватор из тепловой сети; t2 – температура смешанной воды после элеватора, поступающая в систему отопления; t3 – температура охлажденной воды, поступающей из системы отопления.

В расчетах принимают коэффициент смешения с запасом в 15%, т.е.

q' = 1,15·q'.√

Определить величину коэффициента смешения необходимо для выявления основного размера элеватора – диаметра горловины  dг, см, перехода камеры смешения в диффузор (см. рис.60):                  

                                                  dг = 1,15· [{G2см·(1 + q)2} / рсист]0,25,                      (7.11)

где  Gсм – количество воды, циркулирующей в системе отопления, т/ч;  рсист – гидравлическое сопротивление системы отопления, кПа.

Количество воды, циркулирующей в системе отопления Gсм, т/ч, определяется по формуле

                                                  Gсм = 3,6∑Q/с(t2 – t3)·1000.                                 (7.12)

 

Рис.60. Элеватор

1 – фасонный фланец; 2 – прокладка; 3 – сопло; 4 – сменная часть сопла

 

После подбора серийного элеватора, имеющего диаметр горловины, близкий к полученному (табл.18), можно определить диаметр сопла dс, см,пользуясь следующей приближенной зависимостью:

                                                  dс = dг/(1 + q)                                                         (7.13)

Давление рэ, кПа, которое необходимо иметь перед элеватором для обеспечения нормальной его работы, определяется по выражению

                                                  рэ = 1,4(1 + q)2·рсист.                                                (7.14)

Серийный элеватор удобно подбирать, пользуясь номограммой, приведенной в справочной литературе, предварительно определив приведенный расход, т/ч, смешанной воды по формуле

                                                                                   1000·Gсм

                                                 Gпр = –––––––– .                                                       (7.15) 

                                                                                   

 где  Gсм – определяется по формуле 7.12; рсист – гидравлическое сопротивление системы отопления, кПа.

 

 Подбор элеватора по диаметру горловины

 

 

Рис.61. Тепловой пункт для присоединения системы отопления по зависимой схеме, через элеватор

1 – трехходовой кран; 2 – задвижка; 3 – пробковый кран; 4 – грязевик; 5 – обратный клапан; 6 – дроссельная шайба; 7 – штуцер для тепломера; 8 – термометр; 9 – манометр; 10 – элеватор; 11 – тепломер; 12 – водомер; 13 – регулятор расхода; 14 – регулятор давления; 15 – вентиль; 16 – обводная линия

 

7.6. Паровые системы с возвратом и без возврата конденсата

Паровые централизованные системы теплоснабжения применяют, как правило, в промышленных районах. В городах эти системы теплоснабжения рационально применять при особенно неблагоприятном рельефе местности (большая разность геодезических отметок, наличие оврагов и др.), с использованием на тепловых пунктах пароводяных подогревателей для отопления и горячего водоснабжения. В ряде случаев паровые системы теплоснабжения в городах применяют и при спокойном рельефе местности (с технико-экономическим обоснованием). 

 

Рис.62. Принципиальная тепловая схема промышлннно – отопительной котельной: 1 – котел; 2 – сетевой подогреватель; 3 – деаэратор; 4 – подогреватель химочищенной воды; 5 – блок химводоочистки; 6 – питательный насос; 7 – РОУ

 

При выборе диаметров паропроводов необходимо учитывать изменение удельного объема и температуры пара по длине паропровода. Для обеспечения требуемых параметров пара у потребителя  t2  и  p2   температура t1  и  давлении  p1 в начале протяженного паропровода должны составлять:

 

где А = ki · (1+β) /cп · Dп ;   B = 2 R2 · p2 (1+   α) / t2 ; tо.с  - температура окружающей среды, ºC; l – длина паропровода,м;  cп   - теплоемкость пара, кДж/кг К; Dп – расход пара, кг/ч;   β,α – коэффициенты местных потерь теплоты и давления; R2 – удельное линейное падение давления пара в конце паропровода у потребителя,Па/м, ki   - коэффициент теплопередачи от пара к окружающему воздуху, Вт / (м2 ·К).

При пароснабжении от ТЭЦ и УТЭЦ повышение давления отпускаемого пара Р1

снижает комбинированную выработку электроэнергии на тепловом потреблении, но обеспечивает требуемое давление пара у потребителя Р2  при прокладке паропровода меньшего диаметра. В этом случае для выявления оптимального, удельного падения давления в начале паропровода  R1 в качестве критерия оптимизации используются годовые приведенные затраты на систему пароснабжения.

Оптимальное удельное падение давления (с учетом местных сопротивлений), отнесенное на  1 км паропровода,  δрп  зависит в основном от давления пара у потребителя   р2  , а оптимальное удельное падение температуры  δtп – от его расхода. Оптимальные значения  δpп  и  δtп  можно принимать:

δpп = 0,025 ÷ 0,030 МПа /км   при   р2  =  2,0 МПа;

δpп = 0,065 ÷ 0,080 МПа /км   при   р2  =  0,5 МПА;

 δtп  = 4 ÷ 7 ºC/км   при   Dп = 100 ÷ 150 т/ч;

δtп  = 1,5 ÷ 2,5 ºC/км при   Dп = 600 ÷ 900 т/ч.

При комплексном обеспечении крупных предприятий и промышленных районов горячей водой с температурой до  150º и паром давлением 0,5 – 1,5 МПа  от ТЭЦ и АТЭЦ, расположенных на расстоянии 15 км и дальше, перспективной является система  пароснабжения  сетевой  водой  (ПСВ),  принципиальная схема которой приведена на рис.10. Сетевая вода с температурой 170 – 200 ºC транспортируется от ТЭЦ к потребителям. На месте потребления в испарителях за счет охлаждения сетевой  воды до температуры 120 – 150 ºC  генерируют пар с давлением 0,2 – 0,6 МПа,   которое   при  необходимости  увеличивают до требуемого   потребителям давления  с  помощью  компрессоров с электрическим или паротурбинным приво дом.  После  испарителей  сетевая  вода  поступает  к потребителям горячей воды.

Конденсат пара и охлажденная сетевая вода от потребителей возвращается на ТЭЦ.

Основными факторами, определяющими эффективность применения схемы ПСВ 

с единым теплоносителем по сравнению с традиционной схемой непосредственного пароснабжения  (НП), являются давление пара у потребителя р2 и отношение расчетных значений сантехнической (в горячей воде) и паровой технологической нагрузок  Qрт /Qрп .

Тарифы на тепловую энергию зависят от параметров теплоносителя. Кроме того,

они различны в разных энергосистемах. Тариф на тепловую энергию дифференцируется таким образом, что с понижением параметров отпускаемого пара снижается отпускная цена. Это объясняется тем, что отпуск пара более низких параметров увеличивает выработку электроэнергии на тепловом потреблении,  дает дополнительную экономию топлива. При теплоснабжении потребителей горячей водой требуются дополнительные устройства (пароводяные сетевые подогреватели, насосы и др.), что удорожает отпуск единицы теплоты горячей водой в сравнении с паром. В таблице приводятся примеры тарифов на тепловую энергию по трем энергосистемам.

 

Теплоноситель	*Тариф за  4,186 ГДж , руб.
	Мосэнерго	Свердловэнерго	Югэнерго
Горячая вода	342	234	269
Пар из отборов 0,12 – 0,25 МПа 0,26 – 0,70 МПа	323 342	227 234	255 269

 

Установки и сооружения для сбора и возврата конденсата (рис.63.) предназначены  для  возврата  к источникам пароснабжения  максимального коли

чества  сконденсированного  пара  при  минимальных  потерях  его  теплоты  и приемлемых  затратах  на сооружение  и  эксплуатацию.

1. Конденсатоотводчики  применяют  в теплообменных  установках  для  непрерывного  отвода  конденсата  изаппаратов, обогреваемых  паром.

По принципу  действия  конденсатоотводчики  разделяют  на  сопловые  подпорные  шайбы,  термостатные  и  поплавковые. Выбор  размеров  конденсатоотводчиков  производится  по  диаметру  условного прохода  Dу ,мм, и пропускной способности  k , т/ч:

Dу                       20              25              32              40              50              80

  k                         1,0             1,6             2,5             4,0             6,3            10,0

 

Производительность конденсатоотводчиков с закрытым поплавком, кг /ч

 

Производительность  термостатических  конденсатоотводчиков, кг /ч

Диаметр условного клапана, мм	Производительность при избыточном давлении перед конденсатоотводчиком, МПа
	0,01	0,03	0,05	0,07	0,09	0,1	0,3	0,5	0,6
15	165	280	350	430	500	560	680	900	1000
20	250	440	560	660	750	850	900	1150	1300

 

Необходимое  значение  коэффициента  пропускной  способности  определяется 

в  зависимости  от  расхода  водяного  эквивалента  G, т/ч, и  перепада  давления ∆р, МПа,  между  давлением  пара  и  давлением  в  линии  отвода  конденсата:

                                               k  =  (1,67 ÷ 2,0) ∙ G/.                                          (7.16)

Характеристики  конденсатоотводчиков приведены в таблицах.

2. Расширительный  бак – сепаратор  предназначен  для  выделения пролетно

го   пара  и  пара  вторичного  вскипания  из  потока  конденсата.

Объем сепаратора, м3,

 

где  Dп – расход  пара вторичного вскипания, кг/ч; x – степень сухости  пара (при

нимается  0,95 – 0,97) ;  pп – плотность  пара  при давлении в сепараторе, кг/м3 ;  

q ν – напряженность  парового  пространства  сепаратора  (1000 ÷ 1500), м3 /(м3∙ч).

3. Конденсатный бак предназначен  для  накопления  конденсата,поступающего  самотеком  от  пароиспользующих  установок по конденсатопроводам.

По конструкции баки  разделяются  на  открытые  и  закрытые.  В  закрытых  баках  поддерживается  избыточное  давление  от 5  до  20 кПа.  Они выполняются  цилиндрическими  со  сферическими днищами  и комплектуются  запорно-предо

хранительным  клапаном  или  гидравлическим  затвором. Полезный объем кон

денсатных баков принимается равным  0,8 - 0,85 их геометрического объема.

Вместимость бака должна приниматься из расчета максимального поступления

конденсата в течении  20 – 30 мин  при  отсутствии автоматизации конденсатных  насосов   и  10 – 15 мин при  ее наличии.

Возврат конденсата осуществляется по конденсатопроводу , общему длянесколь ких точек сбора конденсата. Необходимым условием обеспечения стабильного гидравлического режима системы возврата конденсата является равенствоприве денных напоров конденсатных насосов, установленных во всех точках сброса кон денсата.      

 

4. Приведенный напор, Но, конденсатного насоса, м ,

 

где  Hо  -  напор,  развиваемый  насосом  при полностью закрытой задвижкой на нагнетании, м;  ∆z – разность  геометрических  высот  расположения  конденсатн

ых   баков  на  станции  и  у  потребителей, м.

 

Рис.63.   Принципиальная схема сбора и возврата конденсата: 1 – пароиспользующий аппарат; 2 – конденсатоотводчик; 3 – конденсатопровод транспортирующий пароконденсатную смесь; 4 – расширительный бак – сепаратор; 5 – охладитель конденсата; 6 – конденсатный бак; 7 – перекачивающий конденсатный насос; 8 – общезаводской напорный конденсатопровод 

 

 

Рис.64.   Схема напорного конденсатопровода с обозначением характеристик конденсатных насосов

 

На рис.64 дан пример приведения к точке смешения напоров конденсатных насосов с характеристиками 1 и 2, перекачивающих конденсат из двух конденсатных баков, расположенных на различной высоте по отношению к баку на станции.

Условием надежной работы системы возврата конденсата является обеспечение

безкавитационной  работы  конденсатного насоса, что достигается  размещением

конденсатного бака выше насоса на высоту  ∆z н , м, и определяемую из соотношния

                                                                   ∆zк >,                                  (7.17)

где  pнас   - давление насыщения, соответствующее  температуре конденсата,Па;

∆pтр – падение давления конденсата в трубопроводе от конденсатного бака до насоса,Па;  ∆pкав – запас давления для предотвращения кавитации,Па; pб –давле ние над конденсатом  в конденсатном баке (если бак открытый, то  pб =  pатм),Па;

ρк  - плотность конденсата, кг / м3;  g – ускорение свободного падения, м / с2.

Паровые системы могут быть с возвратом и без возврата конденсата.

На промышленных предприятиях широко используют паровую систему с возвратом конденсата (рис.62). Пар от ТЭЦ или районной котельной поступает по паропроводу I к потребителям тепла. Конденсат от потребителя тепла возвращается по конденсатопроводу II на ТЭЦ. Конденсат возвращается под давлением конденсатных насосов, установленных у абонентов ( или у каждого, а чаще на  группу абонентов). На рис.65 показаны различные схемы присоединения абонентов – потребителей тепла.

На схеме А показано непосредственное присоединение паровой системы отопления к паровой сети. Пар из паропровода поступает в нагревательные приборы 1, в которых отдает скрытую теплоту парообразования и конденсируется. Конденсат проходит конденсатоотводчик 2 и собирается в бак 3, из которого конденсатным насосом 4 перекачивается по конденсатопроводу к источнику тепла. Калориферные установки приточных вентиляционных систем и систем кондиционирования воздуха присоединяются по аналогичной схеме.

 

Рис. 65. Паровая система отопления с возвратом конденсата

 

Схема Б представляет собой водяную систему отопления, присоединенную к паровой сети, с применением пароводяного подогревателя 1, в котором пар нагревает воду, циркулирующую в системе водяного отопления. Конденсат из подогревателя через конденсатоотводчик сливается в конденсатный бак, откуда насосом перекачивается по конденсатопроводу II к источнику тепла. Циркуляция теплоносителя в водяной системе отопления создается насосом 2.

На схеме В показано присоединение системы горячего водоснабжения с применением пароводяного подогревателя, аналогичного подогревателю в схеме Б.

Технологические потребители пара присоединяются непосредственно (схема Г) или с применением компрессора (схема Д), если давление пара в сети ниже давления, требуемого технологическими потребителями. Конденсат от технологических потребителей возвращается по нормальной схеме, если пар не смешивается с подогреваемой средой.

Применяют также паровую систему без возврата конденсата. По этой схеме конденсат используется на месте у потребителя для горячего водоснабжения. В этом случае упрощаются сети, но на ТЭЦ или в районной паровой котельной должна быть смонтирована мощная установка по подготовке питательной воды для котлов.

На предприятии, потребляющим пар, должна работать система возврата конденсата состоящая из конденсатного бака, служащего для сбора конденсата и сетевого оборудования, служащего для возврата конденсата теплоисточнику. Система возврата конденсата должна быть устроена так, чтобы в любой момент отказа одного элемента системы, не произошло нарушения пароснабжения теплосилового оборудования задействованного в основном цикле предприятия. Контроль за возвратом конденсата на предприятии возлогается на службу (цех) вырабатывющей и распределяющей пар по потребителям.

В режим контроля по возврату коденсата входит:

- определение полноты возврата конденсата;

- качество возвращаемого конденсата (содержание СО2, кислорода и т. д.).

При возврате конденсата от потребителя тепла к теплоисточнику существуют определенные требования по качеству конденсата, т. е. его загрязнение (масло, прокладочные материалы, окислы железа, углекислота и превышение содержания кислорода и.п.).

 

7.7. Источники теплоснабжения 

В отопительных котельных малой и средней мощностью применяются в основном чугунные секционные котлы. Техническая характеристика котла производится по величине поверхности нагрева (Fк,м2), т.е. по той поверхности стенок труб и барабанов котла, которая с одной стороны омывается водой, а с другой – горячими газами. Поверхность нагрева котлов измеряется по газовой стороне. Для измерения поверхности котла с 1960 г. стали применять теплотехнический показатель – квадратный метр условной поверхности нагрева (1м2 УПН). Квадратный метр условной поверхности нагрева – величина такой поверхности нагрева чугунного секционного котла, которая при работе с ручными топками на сортированном антраците и тепловом напряжении зеркала горения, равным 582 тыс. Вт/м2, дает 11,6 тыс. Вт тепла при КПД котла не менее 0,7.

По виду теплоносителя котлы разделяются на водогрейные и паровые. Основными показателями водогрейного котла является тепловая мощность, т.е. теплопроизводительность Q, и температура воды t; основными показателями парового котла – паропроизводительность D, давление р и температура t.

Экономичность котла оценивается его коэффициентом полезного действия, который для всех типов чугунных котлов, работающих на твердом топливе, равен 0,6 – 0,7. а при работе на газообразном топливе – 0,8 – 0,85. На рис.69 показана  схема развития паровых котлов.

Теоретическая температура горения некоторых топлив в холодном воздухе:

СО…………………………………………………………………………...2370°C

Н2……………………………………………………………………………2230°C

СН4………………………………………………………………………….2030°C

Коксовый…………………………………………………………………...2090°C

Природный…………………………………………………………………2020°C

Доменный…………………………………………………………………..1470°C

 

 

Рис.69. Схема развития паровых котлов.

а – простой цилиндрический котел; б – водотрубный котел с наклонным трубным пучком. Стрелками показано движение продуктов сгорания в газоходах.

1 – барабан; 2 – топка; 3 – трубы кипятильного пучка; 4 – опускные трубы; 5 – коллекторы;

 

Рис.70. Схема двухбарабанного вертикально-водотрубного котла. 1 – верхний и нижний барабаны котла; 2 – топочное пространство; 3 – радиационная поверхность нагрева котла; 4 – опускные трубы (конвективная поверхность нагрева); 5 – коллекторы подвода питательной воды; 6 – водяной экономайзер; 7 – перегородка в газоходе котла

 

Расчет количества топлива для выработки тепловой энергии котельной определяется формулой

паровой котел:                                                           Dп·(iп – iп.в)

                                                 Вт = ––––––––––– ,                                                   (7.18)

                                                                                        Qрн ·ηк.у

где   Bт – расход топлива, (кг/с, кг/ч,кг/год); Dп – необходимое количество пара для технологического процесса при выработке единицы теплоты,(Вт/с, Вт/ч, Вт/год); Qрн – низшая теплота сгорания топлива применяемого в котельной, кДж/кг, кДж/м3; ηк.у – КПД парового котла; iп,iп.в – теплосодержание пара и питательной воды, кДж/кг, кДж/м3.

водогрейный котел:

                                                                                Gв·(τ1 – τ2)

                                           Вт = –––––––––––,                                                     (7.19)

                                                                                   Qрн·ηк.у

где  Gв – расход, кг/с, кг/ч, кг/год, нагреваемой воды; τ1,τ2 – температура воды на входе и выходе котла, °C.

 

Состав и теплота сгорания горючих газов

 

Состав и теплота сгорания жидкого и твердого топлива приведены в специальной литературе (справочниках).

 

 

Рис.71. Пример компоновки отдельно стоящей котельной средней мощности

1 – водогрейные котлы; 2 – дутьевые вентиляторы; 3 – насосы сетевой воды; 4 – подпиточные насосы; 5 – установка умягчения воды; 6 – подогреватель водо-водяной; 7 – золоуловители (циклонные); 8 – дымососы; 9 – дымовая труба

 

Основные показатели  котлов серии КВ

 * В числителе при работе на газе, в знаменателе – при мазуте.

 

8. Системы вентиляции и кондиционирования воздуха

8.1. Система вентиляции

8.1.1. Гигиенические основы вентиляции

Современные условия жизни человека требуют эффективных искусственных средств оздоровления воздушной среды. Этой цели служит техника вентиляции.

К факторам, вредное действие которых устраняется с помощью вентиляции, относятся: избыточное тепло (конвекционное, вызывающее повышение температуры воздуха) и лучистое; избыточные водяные пары – влага; газы и пары химических веществ общетоксического или раздражающего действия; токсичная и нетоксичная пыль; радиоактивные вещества. Для расчетов систем вентиляции рекомендуется пользоваться данными, приведенными в таблице.

 

Количество тепла и влаги, выделяемое за 1ч взрослыми людьми (мужчинами) в зависимости от их физической нагрузки и температуры воздуха в помещении (Qявн, Вт; Gп, г/ч)

 

Под «явным»  тепловыделением понимается только та часть тепла, выделяемого организмом человека, которая воздействует на повышение температуры воздуха помещения (теплообмен конвекцией и излучением), в отличие от «скрытого» тепла, идущего на испарение влаги, так как это тепло хотя и увеличивает теплосодержание воздуха, но почти не оказывает влияние на его температуру. Выделение «скрытого» тепла определяется по формуле Qскр = 0,7Gп,Вт.

Человек в состоянии покоя в течении  1ч вдыхает и выдыхает в среднем  500 л воздуха.  При дыхании состав воздуха в помещении изменяется (табл.24).

Вредное влияние на здоровье человека оказывает пыль, находящаяся в воздухе. Наиболее опасна для организма человека пыль, содержащая двуокись кремния (SiO2), и асбестовая, а также пыль ядовитых веществ (окись свинца и др.). Мельчайшие частицы свинцовой пыли. Попавшие в организм. Вызывают хроническое отравление.

 

Изменение состава воздуха по объему, %

Составные части	Вдыхаемого	Выдыхаемого
Кислород Азот Углекислота Аргон, неон и другие инертные газы	20,9 78,13 0,03 0,94	6,4 79,02 3,57 1,01

Необходимый воздухообмен в помещениях тесно связан с количеством поступления различных вредностей (теплоты, влаги, газов, пыли) и предельно допустимыми концентрациями их в воздухе помещений (ПДК).

 

8.1.2. Определение требуемого воздухообмена

Количество наружного приточного воздуха, необходимого для ассимиляции вредностей, определяют для теплого (летнего), холодного (зимнего) и переходного периодов года.

Для ассимиляции полной (явной и скрытой) теплоты используют формулу, кг/ч,

                                                                                 3,6 ∙Qп – 1,2∙Lм.о∙(hм.о – hпр)

                                    L1 = Lм.о + –––––––––––––––––––––––– ,                            (7.20)

                                                                                           1,2∙(hух – hпр)

где  Lм.о,hм.о – количество воздуха, м3/ч, и его теплосодержание, кДж/кг, удаляемое местными отсосами; Qп – теплоизбытки в помещении, Вт; hух,hпр – теплосодержание удаляемого и приточного воздуха, кДж/кг.

Аналогичным образом вычисляют количество приточного воздуха для ассимиляции влаги и вредных газовыделений. За расчетное принимают бóльшее значение.

В тех случаях, когда валовое поступление вредностей в воздух помещений неизвестно, количество приточного и вытяжного воздуха можно оценить по нормируемым кратностям воздухообмена. Значение нормируемой кратности воздухообмена для различных помещений приводится в соответствующих главах СНиП. Минимальная норма наружного приточного воздуха составляет 20 м3/ч на одного человека.

Количество вентиляционного воздуха, необходимого для поддержания в помещениях концентрации вредных веществ в заданных пределах, называется воздухообменом. Выражается он обычно в м3/с. Расчету воздухообмена предшествует определение вредностей.

К основным вредностям, которые выделяются почти в каждом технологическом процессе, относятся:

- тепловыделения;

- влаговыделения;

- газовыделения;

- пылевыделения.

Тепловыделения являются одним из наиболее распространенных видов вредности. При расчете общей вентиляции по тепловыделениям определяют баланс тепла, т.е. учитывают все формы прихода и расхода тепла, что позволяет выяснить теплоизбытки, являющиеся вредностью:

                                            Qтепл. = Q1 + Q2 + Q3 + Q4  ± Q5 ± Q6 ,                          (7.21)

где  Q1 – тепловой поток, создаваемый тепловыделениями технологического процесса; Q2 – тепловой поток от источников искусственного освещения; Q3 – тепловой поток, поступающий в здание от солнечной радиации; Q4 – тепловой поток выделяемый людьми; Q5 – тепловой поток проходящий через ограждающие конструкции (в здание или из здания); Q6 – поток тепла от въезжающего в помещение транспорта или к этому транспорту.

Каждая составляющая общего теплообмена в (7.21) вычисляется отдельно с применением методики расчета, приведенной в [4, §27.3].

Влаговыделения, т.е. влага, испаряющаяся с открытых и смоченных поверхностей пола, технологических ванн, влажного оборудования и деталей, с поверхности тела человека, и выделяемая им при дыхании, а также пар, прорывающийся через  неплотности, составляют иногда значительные количества, повышающие влажность воздуха до недопустимых пределов. Влаговыделения людей в зависимости от температуры окружающего воздуха и интенсивности выполняемой работы могут быть от 40 до 400 г/ч. Расчет воздухообмена, обеспечивающий ассимиляцию влаговыделений см. [4, § 27.3].

Газовыделения. Наиболее распространенное газовое загрязнение – углекислый газ СО2. Взрослый человек в спокойном состоянии выдыхает 23 л/ч углекислоты, ребенок до 12 лет – 12 л/ч. Поэтому предельно допустимые концентрации углекислого газа ограничены нормами и для жилых зданий равны  1 л/м3, для учреждений – 1,25 л/м3, а для детских учреждений и больниц – 0,7 л/м3. В помещениях, где выделяется газообразные вредности, наиболее эффективной является местная вытяжная вентиляция. Формула для расчета дополнительной вентиляции, если появляется в ней необходимость, приведена [4, §27.3].

Пылевыделения. Пыль, содержащаяся в воздухе, представляет собой мельчайшие частицы твердого и жидкого вещества. Также как и при газовыделениях, наиболее эффективна местная обеспыливающая вентиляция (аспирация) в виде локализующих укрытий, кожухов, отсосов, а общая вентиляция дополняет ее. Воздухообмен общей вентиляции может быть определен по формуле (7.20) см. [4,§27.3].

Стандартизация соотношений между объемами и площадями помещений и располагаемыми в них источниками вредности в виде оборудования или людей позволяет выявить необходимый воздухообмен помещений. Путем расчетов и практических наблюдений выяснена так называемая кратность воздухообмена, т. е. отношение вентиляционного (приточного или вытяжного) воздуха к внутреннему объему помещения или, иными словами, количества полных смен воздуха в помещении в течение часа.

Таким образом,

                                                          n= ± L/V,                                                          (7.22)

где n – кратность воздухообмена, определяемая по справочным материалам; L – воздухообмен, м3/ч;  V – внутренний объем помещения, м3.

В нормативах для ряда помещений указываются отличающиеся кратности притока (+) и вытяжка (–). Это значит, что одна из форм,  например,  вытяжка, будет преобладать, а недостающий приточный воздух благодаря некоторому разряжению будет подсасываться из соседних помещений, что исключает попадания в эти помещения вредности.

 

8.1.3. Естественная вентиляция

Пористость ограждающих конструкций зданий, а также строительные неплотности в них при разности давлений внутреннего и наружного воздуха обуславливают воздухообмен в помещении, происходящий в результате инфильтрации. Кратность воздухообмена за счет инфильтрации в жилых и общественных зданиях обычно бывает 0,5 – 0,75 в зависимости от степени уплотнения щелей. В промышленных зданиях инфильтрация нередко составляет  1,5-кратный обмен и более. Инфильтрация, или, иначе, естественная неорганизованная вентиляция, наблюдается во всех помещениях и учитывается при организации воздухообмена.Для усиления естественной вентиляции помещений в окнах делают форточки  или фрамуги (рис.72).

Канальными системами естественной вентиляции называются системы, в которых подача наружного воздуха или удаление загрязненного осуществляется по специальным каналам, предусмотренным в конструкции здания, или приставным воздуховодам. Воздух в этих системах перемешивается вследствие разности давлений наружного и внутреннего воздуха (рис.73).

 

Рис.72. Усиление естественной вентиляции с помощью фрамуги

 

 

Рис. 73. Схема вытяжной естественной канальной вентиляции

 

Вытяжная естественная канальная вентиляция состоит из вертикальных внутристенных или приставных каналов с отверстиями, закрытыми жалюзийными решетками, сборных горизонтальных воздуховодов и вытяжной шахты.

 

8.1.4. Дефлекторы

Для усиления вытяжки воздуха из помещений на шахте часто устанавливают специальную насадку – дефлектор. Загрязненный воздух из помещений поступает через жалюзийную решетку в канал, поднимается вверх, достигая сборных воздуховодов, и оттуда выходит через шахту в атмосферу. Схема работы дефлектора  и его  определяющие  размеры показаны на рис.74, а номограмма для подбора дефлекторов ЦАГИ на рис.75.

Дефлекторами называются специальные насадки, устанавливаемые на концах труб или шахт, а также непосредственно над вытяжными отверстиями в крышах производственных зданий. Назначение дефлектора – усилить вытяжку загрязненного воздуха из различных помещений. Работа дефлектора основана на использовании энергии потока воздуха – ветра, который, ударяясь о поверхность дефлектора и обтекая его, создает возле себя большей части его периметра разрежение, что и усиливает вытяжку воздуха из помещений.

Дефлекторы изготавливают различных конструкций и размеров. Наиболее распространены дефлекторы ЦАГИ круглой и квадратной форм. На рис.74 показан дефлектор ЦАГИ круглой формы. Размеры отдельных элементов дефлектора указаны в долях диаметра его патрубка. Номер дефлектора соответствует диаметру патрубка в дециметрах. Дефлектор ЦАГИ квадратной формы состоит в основном из тех же элементов, что и круглый.

  

Рис.74. Дефлектор:

1 – круглый конструкции ЦАГИ; 2 – конструкции УкрНИИСТ; 3 – квадратный конструкции ЦАГИ

 

Учитывая зависимость работы дефлекторов от воздействия ветра, необходимо соблюдать ряд обязательных условий при проектировании: устанавливать дефлекторы необходимо в наиболее высоких точках; во избежание опрокидывания таги нельзя ставить их в области подпора ветра, например, перед стеной, на которую дует ветер; не рекомендуется ставить дефлекторы в аэродинамической тени, например, между высокими зданиями (простая труба с гладким оголовком будет в этом случае работать лучше дефлектора)

 

 

Рис.75. Номограмма для подбора дефлекторов ЦАГИ

 

Ориентировочно определить диаметр патрубка дефлектора типа ЦАГИ можно по формуле                                                                                                                                       _____

                                                  d = 0,0188·√ L/wд .                                                   (7.23)

Скорость воздуха, wд, м/с, в патрубке дефлектора при учете только давления, возникающего в нем за счет действия ветра, определяют по формуле               ______________________

                                               wд = √(0,4w2в)/(1,2 + ∑ζ + 0,02l/d),                          (7.24)

а с учетом давления ветра и теплового давления – формуле

                                                                                    ______________________________

                                               wд =√(0,4w2в + 1,6р)/(1,2 + ∑ζ + 0,02 l/d).              (7.25)

где  wв – скорость ветра, м/с;  р – тепловое давление, равное  hg(ρн – ρв), Па; l – длина патрубка дефлектора или вытяжного воздуховода, м; ∑ζ – сумма коэффициентов местного сопротивления вытяжного воздуховода; при его отсутствии ζ – 0,5 (вход в патрубок дефлектора).

Скорость движения воздуха в патрубке дефлектора составляет приблизительно 0,2 – 0,4 скорости движения ветра, т.е.

wд = (0,2 – 0,4) wв.

Для подбора дефлектора типа ЦАГИ  при установке его на крыше или шахте с незначительными сопротивлениями дефлектора до патрубка можно пользоваться номограммами. Номограмма для подбора дефлектора по скорости ветра без учета  теплового давления приведена на рис.75.

 

8.1.5. Краткие сведения об аэрации зданий

Аэрацией зданий называется организованный и управляемый естественный воздухообмен через открывающиеся фрамуги в окнах и вентиляционно-световые фонари с использованием теплового и ветрового давлений.

Аэрация широко применяется в производственных зданиях с большими теплоизбытками и позволяет осуществлять воздухообмены, достигающие миллионы кубических метров в ч.

Тепловое давление, в результате которого воздух поступает в помещение и выходит из него, образующееся за счет разности температур наружного и внутреннего воздуха, регулируется различной степенью открытия фрамуг и фонарей. Разность этих давлений на одном и том же уровне называется внутренним избыточным давлением и обозначается ризб; при этом ризб может быть как положительной, так и отрицательной величиной (рис.76).

 

 

Рис.76. Схема аэрации здания

 

Плоскость, где внутреннее избыточное давление равно нулю, называется нейтральной зоной.

Расстояния нейтральной зоны от середины вытяжного и приточного отверстий обратно пропорционально квадратам площадей отверстий, т.е.

                                                          h1/h2 = F22/F21.                                                          (7.26)

Если                                                           F1 = F2,  то   h1 =  h2 = h/2.

 

Следовательно, при равных отверстиях нейтральная зона находится посередине.

Большую роль в осуществлении аэрации зданий принадлежит инженеру-строителю. В связи с этим приводим наиболее важные рекомендации архитектурно-планировочного и конструктивного характера по аэрации производственных зданий.

1. В многопролетных цехах как приток, так и вытяжку воздуха целесообразно осуществлять преимущественно через открывающиеся фрамуги фонарей, в однопролетных цехах приток через проемы в наружных стенах, а вытяжку – через фонари. Для регулирования поступления и выхода воздуха открывающиеся фрамуги и створки фонаря снабжаются специальными механизмами, управляемыми с пола.

2. При проектировании многопролетных производственных зданий необходимо учитывать количество и характер вредных веществ, выделяющихся в каждом пролете, и в связи с этим принимать решение о профиле крыши, форм фонаря, взаимном расположении их и высоте пролетов. При неудачном решении этих вопросов нельзя применять аэрацию, так как воздух на крыше перегрет и оказывается сильно загрязненным газами и пылью.

3. Пролеты в зданиях со значительными теплоизбытками и выделениями вредных газов следует располагать по периметру зданий так, чтобы они прилегали к наружной стене наибольшей протяженности.

4. Для обеспечения достаточного притока чистого воздуха наилучшим планировочным решением является конструкция цехов с открытыми продольными наружными стенами, т.е. без пристроек. Бытовые помещения во многих случаях целесообразно размещать в торцах здания.

5. Большое значение при аэрации цеха имеет его высота. Для цехов с большими тепловыделениями высота их должна быть не меньше  10 м.

6. В зданиях, где аэрация осуществляется в летнее и зимнее время года, для подачи наружного воздуха зимой приточные отверстия должны размещаться на высоте не менее  4 м от пола. При низких наружных температурах часть объема вентиляционного воздуха рекомендуется вводить в помещение вентилятором с подогревом его до  10 - 12°C.

В цехах небольшой высоты подача неподогретого воздуха допускается на отметке ниже  4 м, но при условии устранения непосредственного воздействия холодного воздуха на работающих, например, с помощью козырьков, направляющих воздух вверх.

7. При аэрации воздух из цехов должен удаляться через незадуваемые фонари,         а также через шахты круглого и квадратного сечения, снабженные дефлекторами.

  

8.1.6. Механическая вентиляция

Системы вентиляции с механическим побуждением обладают рядом достоинств, главное из них – увеличение радиуса действия (до 50 м), возможность подвергать воздух различной обработке (нагревать, обеспыливать, увлажнять и т. д.). Эти системы позволяют обслуживать большое число помещений, что дает экономию за счет укрупнения единичной мощности вентиляционного оборудования.

Механическая вентиляция может быть как приточной, так и вытяжной (рис.77).

Она дает возможность использовать различные схемы воздухообмена путем применения и местных, и обще-обменных систем.

 

 

Рис.77. Приточно-вытяжная вентиляция общественного здания

1 – жалюзийная решетка; 2 – воздухозаборное устройство; 3 – утепленный клапан; 4 – фильтр; 5 – калориферы; 6 – вентилятор; 7 – каналы и воздуховоды; 8 – жалюзийные решетки, вытяжные и приточные; 9 – вытяжная шахта

 

Приточный воздух следует подавать так, чтобы он не поступал через зоны с большим загрязнением в зоны с меньшим загрязнением и не нарушал работы местных отсосов. В производственных помещениях приточный воздух следует подавать в рабочую зону из воздухораспределителей: горизонтальными струями, выпускаемыми в пределах или вне рабочей зоны; наклонными (вниз) струями, выпускаемыми на высоте  2 м и более от пола.

Для удаления избытков теплоты, влаги и вредных газов вытяжной воздух следует удалять из верхней зоны помещения через отверстия, размещенные под потолком, но не ниже  2 м  от пола до низа отверстий. При удалении взрывоопасных смесей газов, паров и аэрозолей вытяжные отверстия располагают не ниже  0,4 м от плоскости потолка.

Воздухозаборные отверстия в уличных шахтах следует располагать не ниже  2 м от поверхности земли.

 

 

    Рис.78. Схема приточно-вытяжной вентиляции производственного здания

1 – рабочий зал; 2 – приточные каналы; 3 – технический чердак; 4 – щелевидные отверстия с направляющими лопатками; 5 – вытяжные шахты; 6 – подпольные каналы

 

Осевые вентиляторы у которых поток воздуха перемещается вдоль оси (рис.79,б), имеют сравнительно большую производительность при относительно небольшом развиваемом давлении. Этим определяется их преимущественное применение в бесканальных системах (в качестве крышных вентиляторов). Их целесообразно ставить для вентиляции жилых помещений и газифицированных кухонь. Двигатель обычно размещается на одной оси с рабочим колесом.

В центробежных вентиляторах (рис.79,а) при выходе воздуха из рабочего колеса в спиральный кожух происходит поворот воздушного потока на 90°. Центробежные вентиляторы создают давления в довольно широком диапазоне – от 1 до 15 кПа иногда и выше при самой разнообразной производительности. Всасывание воздуха может быть одно- и двухсторонним, вращение ротора – левое или правое, соединение с двигателем – как общей осью, так и клиноременной передачей.     

 

 

 

Рис.79. Вентиляторы:

а – центробежный; б – осевой на одной оси с двигателем; в – центробежный крышный; 1 – рабочее колесо или крыльчатка; 2 – корпус; 3 – двигатель; 4 – защитный кожух; 5 – кольцевое отверстие; 6 – вытяжная шахта

 

В зависимости от поворота кожуха может быть различное направление нагнетательного патрубка. Центробежные вентиляторы часто используют в протяжных канальных системах, кондиционерах воздуха, местных вентиляционных установках типа воздушных завес, в виде крышных вентиляторов (рис.79,в). Область их применения чрезвычайно широка.

Калориферы предназначены для нагрева (или охлаждения) воздуха. Воздух в калорифере нагревается (или охлаждается) в процессе его контакта с поверхностью, представляющей собой пучки труб с оребрением. Калориферы могут быть одноходовыми и многоходовыми. Рабочее тело: пар или вода.

Фильтры используют для обеспыливания воздуха. Различают фильтры: ячейковые (размер ячеек  514×514×68 мм), заполненные замасленными сетками из металла, пластмассы или керамическими кольцами; самоочищающиеся с движущимися четырьмя рядами металлической сетки, смоченной маслом, рулонные из рыхлого синтетического мата. Эти фильтры используют в приточных системах вентиляции.

Шумоглушители устанавливают на трактах как приточного воздуха, так и вытяжного воздуха. Шумоглушители могут быть пластинчатого, сотового и трубчатого вида. В качестве шумопоглащающего материала используют минераловатные плиты плотностью  70 кг/м3, плиты из стекловолокна плотность  40 кг/м3 или мягкие маты из супертонкого стекловолокна плотностью 15 кг/м3.

Скорости вращения вентиляторов ограничены, так как напор создаваемый вентилятором,  рв, регламентируется  санитарными нормами и скоростью движения перемещаемого воздуха,  wв,  которая должна быть в пределах 0,1 – 0,25 м/с. В  (табл.27. раздел 9)  указаны окружные скорости крыльчатки осевых и центробежных вентиляторов.

 

8.2. Кондиционирование воздуха 

8.2.1. Основные понятия о кондиционировании воздуха

Кондиционирование воздуха поддерживает состояние воздушной среды в помещениях (температура, влажность, содержание пыли и вредных газов, скорость движения) в соответствии с потребностями находящихся в них людей или технологии производства. В системах кондиционирования эта задача решается по принципу общеобменной вентиляции с регулированием количества и параметров приточного воздуха.

Нормы метеорологических условий в производственных помещениях приведены  в табл.26.

 

Параметры воздуха в помещении, необходимые для различных технологических процессов

 

По назначению системы     кондиционирования подразделяются на комфортные,  технологические и комфортно-технологические; по месту обработки воздуха – на центральные и местные. В центральных системах воздух обрабатывается в кондиционерах, размещаемых в отдельных помещениях, и по системе воздуховодов подается в обслуживаемые данной системой помещения; в местных кондиционер располагается в обслуживаемом им помещении. В больших общественных и промышленных зданиях применяют и комбинированные системы, в которых первичная обработка воздуха осуществляется в центральных кодиционерах (рис. 79).

 

Рис.79. Центральный кондиционер типа КТЦ :

1 – приемный клапан; 2 – секция обслуживания; 3 – подставка; 4 – калориферы первого подогрева; 5 – проходной клапан; 6 – смесительная секция; 7 – камера орошения; 8 – секция воздушного фильтра; 9 – калориферы второго подогрева; 10 – переходная секция к вентилятору; 11 – вентиляционный агрегат; 12 – электродвигатель; 13 – виброамортизаторы; 14 – гибкая вставка; 15 – воздуховод приточного воздуха; 16 – рецуркуляционный воздуховод; 17 – воздуховод первой рециркуляции

 

Широкое распространение получили центральные неавтономные кондиционеры типа КТЦ воздухопроизводительностью от 7 до 250 тыс. м3/ч.

Автономные кондиционеры характеризуются наличием источника холода (холодильные машины). К ним должны быть подведены электроэнергия для привода компрессора холодилной машины, вентилятора и для нагрева воздуха в электрокалорифере, а также воды или воздуха для охлаждения конденсатора холодильной машины. В последнее время широкое распространение получили СКВ (система кондиционирования воздуха) на базе раздельных автономных кондиционеров зарубежного производства. Холодильный агрегат этих кондиционеров обычно размещают на наружной стороне стены, а воздухообрабатывающую его часть в обслуживаемом помещении. Компрессоры этих кондиционеров охлаждаются уличным воздухом. В качестве хладоагента используется фреон.

Принципиальная схема и принцип работы кондиционера показан на рис.80.

 

 

Рис. 80. Схемы кондиционеров воздуха:

а – с рециркуляцией; б – с двухступенчатым охлаждением; в – с оросительной камерой и рециркуляцией воздуха; 1 – центральный кондиционер; 2 – сброс воды и конденсата воздуха в канализацию; 3 – от источника водоснабжения; 4 – генератор тепла; 5 – генератор холода; 6 – наружный  воздух; 7 – рециркуляционный воздух; 8 – вытяжной воздух; 9 – приточный воздух; 10 – вспомогательный кондиционер (градирня); 11 – приток в охлаждаемые технические и вспомогательные помещения; 12 – циркуляционный насос; 13 – утепленный клапан; 14 – калорифер первого подогрева; 15 – смесительная секция; 16 – оросительная камера; 17 – самоочищающийся масляный фильтр; 18 – калорифер второго подогрева; 19 – вентилятор

 

Наружный воздух через утепленный клапан, воздушный фильтр и регулирующие клапаны поступает в калорифер первого подогрева, имеющий обводной канал. К воздуху после калорифера первого подогрева подмешивается воздух первой рециркуляции, и эта воздушная смесь поступает в оросительную камеру, оборудованную сепараторами-каплеуловителями, форсунками, поддоном, насосом и другим оборудованием (см. рис.81). По выходе из оросительной камеры кондиционируемый воздух смешивается с воздухом второй рециркуляции, проходит через фильтр, калорифер второго подогрева и вентилятор, который нагнетает воздух в распределительную сеть воздуховодов.

    

 

Рис.81. Схема оросительной камеры с обвязкой:

1 – оросительная камера; 2,7 – входной и выходной сепараторы; 3 – поддон для сбора воды; 4 – обратный клапан; 5 – насос; 6 – фильтр для воды; 8 - форсунки 

 

При работе на летнем режиме калориферы первого подогрева отключены, а в камеры орошения подается охлажденная вода. Если температура воды ниже температуры насыщения обрабатываемого воздуха, то воздух в камере орошения охлаждается и осушается. При необходимости калорифер второго подогрева может быть использован для подогрева охлажденного воздуха.

Допустимый диапазон колебаний  параметров и состава воздуха может быть различным. Так, в жилых и общественных зданиях, комфортные условия которых в основном создаются расчетными параметрами внутреннего воздуха: температурой, относительной влажностью и скоростью движения, допустимы отклонкния температуры до 3 - 7ºС, а в жарких районах и выше. Колебания относительной влажности могут быть в широких пределах (40 – 60%), а скорость движения  ограничена только по верхнему пределу (0,3 – 0,5 м/с зимой  и  0,3 – 0,1 м/с  летом). При этом состав воздуха должен соответствовать санитарным нормам.

Для предотвращения аэродинамических шумов от работы вентиляторов, производимый сбегающими с лопаток вихрями воздуха, который увеличивается пропорционально пятой степени изменения числа оборотов, установлены окружные  скорости вентиляторов применяемые в системах вентиляции и кондиционирования воздуха.

 

Окружные скорости вентиляторов

 

Системы кондиционирования воздуха для вновь строящихся зданий разрабатываются проектными организациями,  монтаж оборудования производится специализированными субподрядными организациями.

Эксплуатация систем и установок кондиционирования осуществляется либо силами самих предприятий,  либо на договорных условиях с организацией проводившей монтаж системы, с учетом, что эта организация располагает эксплуатационным персоналом и специалистами по хладотехнике.

На средних и крупных  предприятиях, где установлена в цехах система вентиляции и кондиционирования воздуха, должна быть организована своя служба ремонта и эксплуатации этих установок. Это экономически оправдано.

Графики ремонта и обслуживания систем разрабатываются службой по эксплуатации и ремонту названного оборудования, согласуются с организациями (цехами) пользователями  этих установок, утверждаются отделами главного механика и главного  энергетика. Профилактический ремонт оборудования кондиционирования воздуха в отдельных цехах производится также по разработанному графику, но только согласовывается он с руководством цеха-владельца систем в лице начальника цеха или его зама и механика цеха.

Оперативная работа по эксплуатации систем кондиционирования воздуха проводится силами персонала цеха-владельца установок и систем. Для проведения  работ связанных с режимами эксплуатации на предприятии (цехе) должна быть в штате (действующая) служба (бригада) по эксплуатации этого оборудования. Рабочии занятые эксплуатацией и устранением мелких дефектов при работе оборудовании должны быть обучены, имеющие допуск к проведению различного рода работ (указанном в перечни) согласно разработанной должностной инструкции по данной специальности и данного разряда. Все предполагаемые работы с остановкой оборудования или без, должны быть согласованы с начальником смены или ДИС цеха (с выпиской наряда-допуска на проведение этой работы).

Затраты на тепловую энергию, расходуемую системами кондиционирования воздуха и воздушного отопления производственных зданий, определяются следующим образом.

Величину  Qр, расход теплоты на воздушное отопление, для приточных установок систем вентиляции производственных зданий определяют по проектным данным, а при их отсутствии определяется по формуле, Вт,

 Q = L∙с∙(tпр – tуд),

где  L – расход воздуха, удаляемого из помещения системами вентиляции, м3/ч;    Q – тепловой поток для отопления, Вт; tпр – температура подогреваемого воздуха, подаваемого в помещение, ºС, определяемая расчетом; tуд – температура воздуха, удаляемого из рабочей зоны системами местных отсосов, ºС;  с – теплоемкость воздуха, равная 1,2 кДж/м3∙ºС.

Годовые затраты в рублях на кондиционирование воздуха для предприятий, работающих непрерывно в течении всего отопительного периода и снабжаемых теплом от ТЭЦ, определяется по формуле

                                                                                                                tпр – tср.от   

Тт = 1,05∙3,6∙Qр∙nr∙nсут∙Стэц∙–––––––– ,

                                                                                                                    tпр – tн

где 1,05 – коэффициент, учитывающий бесполезные потери теплоты через изоляцию трубопроводов и арматуру;

3,6 – коэффициент для перевода МВт  в  ГДж;

Qр – расчетный часовой расход теплоты, ГДж/ч;

nr – продолжительность работы калорифера, ч/сут;

nсут – продолжительность работы  калорифера,  сут/год;

Стэц – цена тепловой энергии, получаемой от ТЭЦ, руб./ГДж;

tпр – расчетная температура приточного воздуха, ºС;

tср.от – средняя температура наружного воздуха в течение отопительного периода,ºС;

tн – расчетная температура наружного воздуха, ºС

 

9. Системы газоснабжения

 

Рис.82. Система газоснабжения города природным газом:

1 – газовый промысел; 2 – компрессорные станции; 3 – газораспределительная станция; 4 – газопровод высокого давления; 5 – газораспределительные пункты; 6 – газопровод среднего давления; 7 – сеть газопровода низкого давления; 8 – магистральный газопровод; 9 – газовые скважины на газовом промысле

 

От ГРС природный газ подается в город. В городах распределительные газопроводы делятся на:

- газопроводы низкого давления, р до 3000 Па (300 мм вод.ст.);

- газопроводы среднего давления, 3000 Па < р < 0,3 МПа;

- газопроводы высокого давления 0,3 < р < 0,6 МПа – І ступени, 0,6 < р < 1,2 МПа – ІІ – ступени.

Газопроводы низкого давления используются для газоснабжения жилых домов, общественных зданий и мелких коммунально-бытовых предприятий.

Газопроводы среднего и высокого давления служат для питания:

- средних промышленных предприятий;

- коммунально-бытовых предприятий.

Газопроводы высокого давления (0,6 < р < 1,2МПА) снабжают газом в основном ТЭЦ, ГРЭС, крупные промышленные предприятия.

 

В системе газоснабжения города особое место занимают газорегуляторные установки (рис.83).

   

Рис.83. Оборудование регуляторного пункта

1 – задвижка; 2 – байпас; 3 – фильтр; 4 – предохранительный клапан; 5 – регулятор давления; 6 – ввод газа с диафрагмой; 7 – манометр пружинный; 8 – манометр жидкостный; 9 – регистрирующий манометр; 10 – дифференциальный манометр; 11 – термометр для определения температуры газа; 12 – термометр для измерения температуры воздуха; 13 – предохранительно-сбросной клапан (ПСК); 14 – щит для приборов

 

Оборудование газораспределительного пункта располагается в отдельно стоящем здании, выполненном из кирпича. Освещение здания естественное (через окна), а в ночное время электрическое во взрывоопасном исполнении. Отопление водяное от местных газовых установок (АГВ – 80, АГВ – 120) и т.д. Указанные источники тепла устанавливают в изолированном тамбуре. Температуру в помещении поддерживают не ниже 5ºС. Приточно-вытяжная вентиляция должна обеспечивать трехкратный обмен воздуха. Приток воздуха происходит через жалюзейную решетку, а вытяжка через дефлектор.  

На рис.84 показана схема шкафного регуляторного пункта. Размеры его 1000×1000×600 мм. Он крепится непосредственно к стене здания и состоит из двух одинаковых по исполнению газовых коммуникаций (левой и правой), отключенных друг от друга задвижками 1,6.

 

Рис.84. Схема шкафного регуляторного пункта:

1 – запорный кран; 2 – сетчатый фильтр; 3 – манометр; 4 – клапан отсекатель; 5 – регулятор прямого действия; 6 – запорный кран; 7,8 – импульсная линия; 9 – газовая сеть низкого давления; 10 – газовая сеть высокого давления

 

Газораспределительные установки (ГРУ) работают по такому же принципу, что ГРП. Устанавливают ГРУ в котельных различного рода промышленных предприятий. Газораспределительные станции (ГРС) устанавливаются на конечном участке магистрального газопровода на входе в город. После ГРС давление газа может снижаться до величины, необходимой городу (2,0; 1,2; 0,6; 0,3 МПа).

Обслуживание и ремонт газопроводов выполняют бригады обходчиков и слесарей. При профилактическом ремонте проверяют состояние газопровода, его изоляцию, арматуру, оборудование и устраняют выявленные недостатки. Стальные газопроводы осматриваются через три года после ввода в эксплуатацию, а в дальнейшем – через каждые пять лет.

Профилактический ремонт подземных газопроводов состоит из следующих основных работ: осмотра и устранения утечек газа, проверки и ремонта задвижек, арматуры и другого газового оборудования, проверки состояния и изоляции  после раскопки шурфов.

При строительстве и монтаже газопроводов должны соблюдаться требования техники безопасности.

Место газоопасных работ ограждается и охраняется. Работы по присоединению к действующим газопроводам относятся к числу газоопасных и выполняются организацией, эксплуатирующей газовое хозяйство (города, поселка,  предприятия).

Бригады, производящие газоопасные работы, должны состоять не менее чем из двух человек. Наиболее ответственные работы производятся под руководством ИТР; рабочие и ИТР проходят специальную подготовку и тренировку.

Место, где производят газоопасные работы, ограждают и охраняют. Курить и разводить огонь в таких местах категорически воспрещается. При появлении запаха газа следует надевать противогаз. В зависимости от уровня производства работ у ремонтного персонала должны быть шланговые или изолирующие противогазы.

Рабочие, производящие работу в котлованах и колодцах, должны надевать пояса с веревками, концы которых остаются снаружи в руках наблюдающих за работой.

Газопроводы, подземной прокладки, должны быть защищены от воздействия электрокоррозии. Различают два вида электрокоррозии: химическая и коррозия  от блуждающих токов (рис.85,86).

 

Рис.85. Схема возникновения и распространения блуждающих токов:

1 – газопровод; 2 – рельсовый путь; 3 – тяговая подстанция; 4 – контактный провод; 5 – пути движения блуждающих токов

 

 

Рис.86. Процесс злектрохимической коррозии

 

Методы защиты газопроводов от коррозии разделяются на пассивные и активные.

К пассивным методам относится изоляция газопроводов, которая производится перед укладкой газопровода в траншею методом защиты наружной поверхности стального трубопровода диэлектрическими материалами (грунтовка, битумная эмаль, обертка лентой из стекловолокна).

К активным методам защиты относятся поляризованный электродренаж, катодная и протекторная защита (искусственное направление движения электронов от трубы к токоприемникам, устройство диэлектрических прокладок под опоры трамвайных путей, наличие в исправном состоянии межрельсовых контактов). При эксплуатации стальных подземных газопроводов должны выполняться требования ГОСТ 9.602 – 89 «Сооружения подземные. Общие требования к защите от коррозии».

При перекрестном проложении газопроводов надземной прокладки с линиями ЛЭП, необходимо защитить газопровод от возможного контакта с линией (при разрыве провода линии ЛЭП или случайного искрения в системе электропередачи), путем устройства защитной металлической сетки между газопроводом и ЛЭП (правила устройства защиты определяются соответствующими нормами и указываются в строительных чертежах на газопровод).

Расчетный ресурс работы стальных газопроводов – 40 лет и для полиэтиленовых 50 лет. После истечения расчетного ресурса газопроводы должны пройти внеочередное техническое освидетельствование (диагностика технического состояния).

Внеочередные приборные технические обследования стальных газопроводов должны проводиться при обнаружении неплотности или разрыве сварных стыков, сквозных коррозионных повреждений, а также если у электрозащитных установок в течении года были перерывы в работе:

- более 1 мес – в зонах опасного действия блуждающих токов;

- более 6 мес – в зонах отсутствия блуждающих токов, если защита газопровода не обеспечена другими установками.

Периодичность обхода трасс подземных газопроводов должна устанавливаться в зависимости от их технического состояния, наличия и эффективности электрозащитных установок, категории газопровода по давлению; отпученности, просадочности и степени набухания грунтов, горных подработок и т.д., но не реже сроков, приведенных в таблице.

  

Периодичность обхода трасс подземных газопроводов

Результаты обхода газопроводов должны отражаться в журнале.

Эксплуатация объектов газового хозяйства должна полностью соответствовать требованиям  действующих «Правила безопасности в газовом хозяйстве» ПБ 12-245-98.

---