某宿舍楼的水利计算.docx
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某宿舍楼的水利计算
机械循环热水供暖系统水力计算
图为机械循环单管异程式热水供暖系统图。
热媒参数为:
供水温度t´g=95℃,回水温度t´h=70℃。
建筑物层高为3m,每间房间的宽的为4.8m建筑物有八层。
每组散热器的供水支管上设有一个截止阀。
各管段的热负荷是根据节点流量变化的规律确定的。
试进行各管段的水力计算。
机械循环单管异程式热水供暖系统:
解:
水利计算步骤:
一、在轴侧图上进行管段编号,立管编号并注明各管段的热负荷和管长。
二、确定最不利环路。
本系统为异程单管系统,一般取最远立管的环路作为最不利环路
三、最不利循环环路的计算
(1)如图所示最不利环路是通过立管N7的环路其中包括①~⑮管段。
(2)
确定各管段的流量有公式根据各管段的热负荷,求出各管段的流量,计算公式如下:
G=3600Q/4187*(tg′-th′)=0.86Q/(tg′-th′)Kg/h
式中:
Q——管段的热负荷,W;
tg′——系统的设计供水温度,℃;
th′——系统的设计回水温度,℃。
计算结果见图
(1).。
确定各管段的管径根据推荐的比摩阻Ppj=60~120pa/m。
和各管段的流量G查附录13确定各段管径,实际比摩阻和实际流速。
计算结果见图
(1)。
应注意机械循环热水供暖系统为了利于通过供水管末端的集气罐排空气,而且不至于影响末端立管管径,供水管末端和回水干管管径不宜小于DN20.
⑷
计算各管段的压力损失计算公式:
ΔP=Δpy+ΔPj;。
计算各管段的沿程压力损失和局部压力损失。
计算结果如图
(一)
⑸最不利循环环路N7包括①~⑮管段,具体计算结果见下图
(1)
最远立管N7环路的总压损失为
Σ(py+pj)1~15=10447pa
⑹计算富裕压力值
。
考虑到施工的具体情况,可能增加一些在设计计算中未计入的压力损失。
因此,要求系统应有10%以上的富裕度
ΔP=1.1Σ(py+pj)1~15=11492pa
通过调节调节系统上的阀门和管径进行调节,把系统的不平衡率控制在15%的范围之内。
入口处的剩余循环压力,用调解阀节流消耗掉。
四、立管N1的水力计算
应考虑个立管环路之间由于谁在散热器内冷却昌盛的自然循环作用压力差。
本题中由于各立管散热器层数相同,所以热负荷比例大致相同,所以自然循环压力作用压力可以忽略不计。
根据并联节点压力平衡的原理,最近立管N1的20号管段与3~14管段并联所以20号管段的资用压力
立管N1的资用压力=Σ(py+pj)3~14=9726Pa
20管段的平均比摩阻Rpj=αΔP/ΣL=0.5*9726/24=202.5Pa
机械循环热水供暖系统沿程损失占局部损失的百分比查附录20。
α=0.5
根据各管段的流量和平均比摩阻可以确定各管段管径、实际比摩阻和实际流量。
具体结果见图
(1)
N1立管的不平衡率为=(立管N1资用压力-ΔP20)/立管N1资用压力=10.4%
五、立管N2的水力计算
根据并联节点压力平衡的原理,最近立管N2的21号管段与4~13管段并联所以21号管段的资用压力
立管N2的资用压力=Σ(py+pj)
-
=8532Pa
21管段的平均比摩阻Rpj=αΔP/ΣL=0.5*8532/24=177.75Pa
机械循环热水供暖系统沿程损失占局部损失的百分比查附录20。
α=0.5
根据各管段的流量和平均比摩阻可以确定各管段管径、实际比摩阻和实际流量。
具体结果见图
(1)
N2立管的不平衡率为=(立管N2资用压力-ΔP21)/立管N2资用压力=3%
六、立管N3的水力计算
根据并联节点压力平衡的原理,最近立管N3的22号管段与5~12管段并联所以22号管段的资用压力
立管N3的资用压力=Σ(py+pj)
~
=7758Pa
22管段的平均比摩阻Rpj=αΔP/ΣL=0.5*7758/24=161.62Pa
机械循环热水供暖系统沿程损失占局部损失的百分比查附录20。
α=0.5
根据各管段的流量和平均比摩阻可以确定各管段管径、实际比摩阻和实际流量。
具体结果见图
(1)
N3立管的不平衡率为=(立管N3资用压力-ΔP21)/立管N3资用压力=67.3%
67.3%〉10%若将立管调至DN20将会出现负压所以剩余的压力只能在投入运行是靠立管上的阀门和减压板消除。
七、立管N4的水力计算
根据并联节点压力平衡的原理,最近立管N4的23号管段与6~11管段并联所以23号管段的资用压力即
立管N4的资用压力=Σ(py+pj)
~
=7246Pa
23管段的平均比摩阻Rpj=αΔP/ΣL=0.5*7246/24=151Pa
机械循环热水供暖系统沿程损失占局部损失的百分比查附录20。
α=0.5
根据各管段的流量和平均比摩阻可以确定各管段管径、实际比摩阻和实际流量。
具体结果见图
(1)
N4立管的不平衡率为=(立管N4资用压力-ΔP23)/立管N4资用压力=65%
65%〉10%若将立管调至DN20将会出现负压所以剩余的压力只能在投入运行是靠立管上的阀门和减压板消除。
八、立管N5的水力计算
根据并联节点压力平衡的原理,最近立管N4的24号管段与7~10管段并联所以24号管段的资用压力即
立管N5的资用压力=Σ(py+pj)
~
=5933Pa
24管段的平均比摩阻Rpj=αΔP/ΣL=0.5*5933/24=123.6Pa
机械循环热水供暖系统沿程损失占局部损失的百分比查附录20。
α=0.5
根据各管段的流量和平均比摩阻可以确定各管段管径、实际比摩阻和实际流量。
具体结果见图
(1)
N5立管的不平衡率为=(立管N5资用压力-ΔP24)/立管N5资用压力=57.2%
57%〉10%若将立管调至DN20将会出现负压所以剩余的压力只能在投入运行是靠立管上的阀门和减压板消除。
九、立管N6的水力计算
根据并联节点压力平衡的原理,最近立管N6的25号管段与8~9管段并联所以25号管段的资用压力即
立管N6的资用压力=Σ(py+pj)
~
=4976Pa
24管段的平均比摩阻Rpj=αΔP/ΣL=0.5*4976/24=103.6Pa
机械循环热水供暖系统沿程损失占局部损失的百分比查附录20。
α=0.5
根据各管段的流量和平均比摩阻可以确定各管段管径、实际比摩阻和实际流量。
具体结果见图
(1)
N5立管的不平衡率为=(立管N5资用压力-ΔP25)/立管N5资用压力=49%
49%〉10%若将立管调至DN20将会出现负压所以剩余的压力只能在投入运行是靠立管上的阀门和减压板消除。
图
(一)
管段号
热负荷Q/W
流量G(kg/h)
管段长d/m
管径d/m
流速v/
(m/s)
比摩R(pa/m)
沿程阻力pa
py=RL
局部阻力损失系数Σε
动压头
ΔΡd/
pa
局部压力损失/pa
pj=ΣεxΔΡd
管段压力损失/pa
py+pj
最不利环路N101~21管段
⑴
143386
4932.4
28.8
80
0.28
13.03
375.2
3.5
38.54
134.89
573
⑵
143386
4932.4
4.8
80
0.28
13.03
62.5
⑶
122428
4211
4.8
50
0.54
79.71
382.6
1
143.36
143.36
526
⑷
102194
3515
4.8
50
0.48
59.11
283.7
1
104.03
104.03
387
⑸
81960
2819
4.8
50
0.37
38.93
186.8
1
67.3
67.3
254
⑹
61726
2123
4.8
40
0.47
85.88
412..2
1
108.6
108.6
520
⑺
41492
1427
4.8
32
0.41
77.92
374.
1
82.64
82.64
457
⑻
21258
732
24
25
0.37
91.01
2184
34.7
67.30
2335.31
4976
⑼
21258
732
4.8
25
0.37
91.01
436
67.30
⑽
41492
1427
4.8
32
0.41
77.92
374
1.5
82.64
124
500
⑾
61726
2123
4.8
40
0.47
85.88
412
3.5
108.6
380.1
793
⑿
81960
2819
5.8
50
0.37
38.93
225
0.5
67.3
33.65
258
⒀
102194
3515
4.8
50
0.48
59.11
283
1
104.03
104.03
387
⒁
122428
4211
4.8
50
0.54
79.71
382
2
143.36
286.72
668
⒂
143386
4932.4
4
80
0.28
13.03
52
2.5
38.54
96.35
148
Σpy+pj1~15=10447pa
系统循环作用压力为ΔP=1.1Σ(py+pj)1~15=11492pa
立管N1资用压力=Σ(py+pj)3~14=9726Pa
管段号
热负荷Q/W
流量G(kg/h)
管段长d/m
管径d/m
流速v/
(m/s)
比摩R(pa/m)
沿程阻力pa
py=RL
局部阻力损失系数Σε
动压头
ΔΡd/
pa
局部压力损失/pa
pj=ΣεxΔΡd
管段压力损失/pa
py+pj
20
20958
720
24
20
0.57
299.64
7191.4
9.5
159.73
1518
8708.8
ΔP20=Σ(py+pj)20=8708.8Pa
所以N1立管的不平衡率为=(立管N1资用压力-ΔP20)/立管N1资用压力=10.4%
N2立管的资用压力为Σ(py+pj)
-
=8532Pa
20234
700
24
20
0.56
283.67
6808
9.5
154.17
1465
8272.6
ΔP21=Σ(py+pj)21=8272.6Pa
N2立管的不平衡率为=(立管N2资用压力-ΔP21)/立管N2资用压力=3%
N3立管的资用压力为Σ(py+pj)
-
=7758Pa
20234
700
24
25
0.35
81.79
1962
9.5
60.22
572.09
2534
ΔP22=Σ(py+pj)22=2534Pa
N3立管的不平衡率为=(立管N3资用压力-ΔP22)/立管N3资用压力=67.3%
N4立管的资用压力为Σ(py+pj)
-
=7246Pa
20234
700
24
25
0.35
81.79
1962.9
9.5
60.22
572
2534.9
ΔP23=Σ(py+pj)
=2534.9Pa
N4立管的不平衡率为=(立管N4资用压力-ΔP23)/立管N4资用压力=65%
N5立管的资用压力为Σ(py+pj)
-
=5933Pa
20234
700
24
25
0.35
81.79
1962.9
9.5
60.22
572
2534.9
ΔP24=Σ(py+pj)24=2534.9Pa
N5立管的不平衡率为=(立管N5资用压力-ΔP24)/立管N5资用压力=57.2%
N6立管的资用压力为Σ(py+pj)8-9=4976Pa
25
20234
700
24
25
0.35
81.79
1962.9
9.5
60.22
572
2534.9
ΔP25=Σ(py+pj)25=2534.9Pa
N6立管的不平衡率为=(立管N6资用压力-ΔP25)/立管N6资用压力=49.0%
管段号
局部阻力
管径/mm
个数
∑§
1、2
闸阀
80
2
0.5
乙字弯
1
0.5
直流三通
1
1
∑§=3.5
3、4、5
直流三通
50
3
1
∑§=3
6
直流三通
40
1
1
∑§=1
7
直流三通
32
1
1
∑§=1
8、9
集气罐入口
1
1
直流三通
1
1
旁流三通
1
1.5
集气罐出口
1
1
乙字弯
2
1.5
闸阀
2
0.5
分、合流三通
2
3
煨弯90
1
1
散热器
8
2*8
∑§=34.7
10
旁流三通
32
1
1.5
∑§=1.5
11
乙字弯
40
2
1.5*2
∑§=3.5
12
旁流三通
50
1
0.5
∑§=0.5
13
旁流三通
50
2
1
∑§=1
14
旁流三通
50
2
1
∑§=2
15
直流三通
20
1
1
闸阀
1
1
煨弯90
1
1.5
∑§=3.5
20
旁流三通
20
1
1
闸阀
1
0.5
散热器
8
1
∑§=9.5
21
旁流三通
20
1
1
闸阀
1
0.5
散热器
8
1
∑§=9.5
22
旁流三通
25
1
1
闸阀
1
0.5
散热器
8
1
∑§=9.5
23
旁流三通
25
1
1
闸阀
1
1
散热器
1
1.5
∑§=3.5
24
旁流三通
25
1
1
闸阀
1
1
散热器
1
1.5
∑§=3.5
25
旁流三通
25
1
1
闸阀
1
1
散热器
1
1.5
∑§=3.5
十、散热器的选择
供暖系统的散热设备是系统的主要组成部分,它向房间散热以补充房间的热损失,保持室内要求的温度,中散热器是最为常用的散热设备,供暖系统的热媒通过散热器的壁面,主要以对流的传热方式向房间散热。
对散热器的基本要求,主要有以下几点:
a、热工性能方面的要求,散热器的传热系数值越高,说明其散热性能越好。
提高散热器的散热量,增大散热器传热系数的方法,可以采用增加外壁散热面积(在外壁上加肋片)、提高散热器周围空气的流动速度和增加散热器向外辐射强度等途径。
b、经济方面的要求,散热器传给房间的单位热量所需金属耗量越少,成本越低,其经济性越好。
c、安装使用和工艺方面的要求,散热器应具有一定机械强度和承压能力;散热器的结构形式应便于组合成所需要的散热面积,结构尺寸要小,少占房间面积和空间;散热器的生产工艺应满足大批量生产的要求。
d、卫生和美观方面的要求,散热器外表光滑,不积灰和易于清扫,散热器的装设不应影响房间观感。
e、使用寿命的要求,散热器应不易被腐蚀和破损,使用年限长。
在散热器的选择方面优先考虑铸铁散热器,它结构简单,防腐性能好,使用寿命长以及热稳定性好的优点;但其金属耗量大、金属热强度低于钢制散热器。
因此在此设计中,考虑多方面原因,选用M132型散热器。
这种散热器金属热强度及传热系数高,外形美观,价格低廉,易于清除积灰,容易组成所需的面积,便于落地和靠墙安装,因此得到广泛应用,其性能参数如下:
表4-1M132型散热器参数表
型号
散热面积
(m
)
水容量
(L/片)
重量
(Kg/片)
工作压力
(Mpa)
传热系数k
[w/(m
·℃)]
M132
0.24
1.32
7
0.5
K=2.426(tpjn-18)^0.286
N7立管散热器的计算
1、散热器的散热面积计算
散热器的散热面积F按下式计算:
F=Qβ1β2β3/K(tpj-tn)m²
式中:
Q——散热器的散热量,W:
tpj——散热器热媒平均温度,℃;
tn——供暖室内计算温度,℃;
K——散热器的传热系数,W/m².℃;
β1——散热器组装片数修正系数;
β2——散热器连接形式修正系数;
β3——散热器安装形式修正系数。
散热器内热媒的平均温度:
tpj=(tj+tc)/2
式中:
tj——散热器进水温度,℃;
tc——散热器出水温度,℃;
在单管热水供暖系统中,由于热水是依次进入散热器的,供水温度逐渐降低,所以每组散热器的进水、出水温度需要逐一进行计算,后一组散热器的进水温度,既为前一组散热器的出水温度。
某一组散热器的进水温度,可按下式计算:
ti=tg-Qq(tg-th)/∑Q
式中:
tg—立管供水温度,℃;
th—立管回水温度,℃;
Qq—所在立管的该组散热器之上各层散热器的散热量(不包括该组散热器)之和,W;
∑Q—所在立管所有散热器的散热量总和,W。
ti—立管上各层散热器的出水温度,℃。
散热器传热系数K值的物理概念,是表示当散热器内热媒平均温度tpj与室内气温tn相差1℃时,每m²散热器面积所散出的热量W/m².℃。
它是散热器散热能力强弱的主要标志。
散热器的传热系数K和散热量Q值是在一定的条件下,通过实验测定的。
若实际情况与实验条件不同,则应对所测值进行修正。
散热器组装片数修正系数β1(其值选取按照《供热工程》第一版表3-2)。
散热器连接形式修正系数β2值,可按《供热工程》第四版附录2-4取用。
此次设计是采用的简单的同侧上进下出,所以β2=1。
散热器安装形式修正系数β3值,安装在房间内的散热器,可有多种方式,如敞开装置、在嵌入盒内、或加装遮挡罩板等。
《供热工程》第一版表3-3,在此次设计为明装,上部有窗台板覆盖取β3=1.02。
由上面的公式结合表
(1)可以算出
t8=89.5℃tpj8=92.25℃
t7=87℃tpj7=88.75℃
t6=84℃tpj6=85.75℃
t5=82℃tpj5=83.25℃
t4=79.5℃tpj4=80.75℃
t3=77℃tpj3=78.75℃
t2=74.5℃tpj2=75.75℃
th=70℃tpj1=72.75℃
K=2.426(tpjn-18)^0.286可得如下:
K1=7.05
K2=7.16
K3=7.27
K4=7.33
K5=7.415
K6=7.49
K7=7.59
K8=8.315
N7号立管从上到下每一间房间所需散热器的散热面积分别为F8、F7、F6、F5、F4、F3、F2、F1
F8=Q8β1β2β3/K(tpj8-tn)=7.73m
F7=Q7β1β2β3/K(tpj7-tn)=4.06m
F6=Q6β1β2β3/K(tpj6-tn)=4.30m
F5=Q5β1β2β3/K(tpj5-tn)=4.51m
F4=Q4β1β2β3/K(tpj4-tn)=4.74m
F3=Q3β1β2β3/K(tpj3-tn)=4.94m
F2=Q2β1β2β3/K(tpj2-tn)=5.27m
F1=Q7β1β2β3/K(tpj1-tn)=9.93m
2、散热器片数的确定
n=F/f
式中:
f——每片或每1m长的散热器散热面积。
此系统的f=0.24m
,暖通规范规定,柱型散热器面积可比计算面积小0.1m
(片数n取整数)。
n——散热器的片数或长度
n8=F8/0.24=32.21
查表可知 片数修正系数为β=1.05
n8*β=33.82
因为0.82*0.24〉0.1
所以N7立管的第八成需要散热器片数为34片
同理可以算出n7=18片
n6=17片
n5=18片
n4=20片
n3=21片
n2=22片
n1=41片
其他立管的散热器片数的确定方法一样。
循环水泵选型
采暖热水按供回水温差25℃计算,热水流量约为4.932T/h,取1.1安全系数,热水泵流量选择5.425T/h。
扬程按下式计算:
Pa
式中:
――水系统总的沿程阻力和局部阻力损失,Pa;
――设备阻力损失,Pa;
=10447Pa
。
取1.1安全系数后,水泵扬程选11492Pa,即1.2mH2O。
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